tesis - analisis energetico y exergetico de la implementacion del ciclo combinado en la central...
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UNIVERSIDAD NACIONAL MAYOR DE SAN MARCOS
FACULTAD DE CIENCIAS FÍSICAS E.A.P. DE INGENIERÍA MECÁNICA DE FLUIDOS
Análisis energético y exergético de la implementación del ciclo combinado en la central térmica de Santa Rosa
MONOGRAFÍA
Para optar el Título de Ingeniero Mecánico de Fluidos
AUTOR
Luis Martin Chiok Valle
LIMA – PERÚ 2014
Dedico este trabajo a mi esposa Eliza e hijos
Loana, Diego y Rodrigo.
AGRADECIMIENTOS
A mi alma mater, la Universidad Nacional Mayor de San Marcos, por darme la
oportunidad de alcanzar esta meta, gracias a los profesores e investigadores quienes
durante mi estadía en las aulas se esmeraron por dar lo mejor para mi formación
profesional, por los conocimientos teóricos y las experiencias vividas.
A mi familia, por todo el apoyo y porque me ayudaron a superar las adversidades
impuestas por la vida.
Al Dr. Ing. César Quispe Gonzáles, por su dedicación para atender las consultas, por
sus aportaciones teóricas, sugerencias, consejos y su experiencia profesional que hicieron
posible un mejor desarrollo de este trabajo.
A la Jefatura y compañeros de trabajo de las centrales térmicas de Santa Rosa y
Ventanilla y a todos aquellos que con su apoyo y asesoramiento hicieron posible este
trabajo.
A los miembros del Jurado Calificador de este Informe Profesional, Ing. Jorge
Gastelo; Ing. José Juárez, Ing. Carlos Pedrosa y al Dr. Miguel Ormeño, quienes mediante
sus observaciones hicieron posible el desarrollo de esta versión del informe.
In memorian, al Dr. Andrés Valderrama Romero†, gran amigo y profesor, compañero
de muchas caminadas y experiencias que marcaron mi rumbo estudiantil en la universidad.
A todos los profesores de la E.A.P. de Mecánica de Fluidos por sus aportaciones en mi
formación personal y profesional.
Las especies que sobreviven no son las más fuertes, ni las más rápidas,
ni las más inteligentes; sino aquellas que se adaptan mejor al cambio.
Charles Darwin (1809-1882)
Índice
INTRODUCCIÓN ........................................................................................................................................... 7
1. OBJETIVOS ................................................................................................................................ 9
a. Objetivo General ............................................................................................................................ 9
b. Objetivos Específicos ...................................................................................................................... 9
2. MOTIVACIÓN ............................................................................................................................ 9
3. ANTECEDENTES ..................................................................................................................... 12
4. IMPORTANCIA DEL TRABAJO ........................................................................................... 14
5. ALCANCES Y LIMITACIONES DEL INFORME ............................................................... 16
6. FUNDAMENTACIÓN DE LA HIPÓTESIS ........................................................................... 17
CAPÍTULO I. FUNDAMENTOS DEL ANÁLISIS ENERGÉTICO ....................................................... 18
1.1. LA ECUACIÓN DE ESTADO .................................................................................................... 18
1.2. ENERGÍA INTERNA .................................................................................................................. 18
1.3. ENTALPIA ................................................................................................................................... 19
1.4. PRIMERA LEY DE LA TERMODINÁMICA .......................................................................... 20
1.5. SEGUNDA LEY DE LA TERMODINÁMICA ......................................................................... 22
1.6. ENTROPIA ................................................................................................................................... 25
1.7. PROCESO ISOENTRÓPICO ..................................................................................................... 26
1.8. TIPOS DE ENERGÍA .................................................................................................................. 27
1.9. EXERGÍA ..................................................................................................................................... 29
1.9.1. EL MEDIO AMBIENTE ............................................................................................................. 30
1.9.2. ESTADO MUERTO ..................................................................................................................... 31
1.9.3. EXERGÍA DE LA MATERIA ESTABLE ................................................................................. 32
CAPITULO II: EL CICLO COMBINADO COMO ALTERNATIVA DE EFICIENCIA
ENERGÉTICA .......................................................................................................................... 35
2.1. EL GAS NATURAL EN LA GENERACIÓN ELÉCTRICA ................................................... 35
2.2. CICLO DE POTENCIA A GAS. CICLO BRAYTON .............................................................. 37
2.3. CICLO DE POTENCIA A VAPOR. CICLO RANKINE ......................................................... 40
2.4. CICLO COMBINADO DE POTENCIA .................................................................................... 42
2.5. CALDERA DE RECUPERACIÓN ............................................................................................ 46
2.5.1. TRANSFERENCIA DE CALOR EN LA CALDERA DE RECUPERACIÓN ...................... 48
2.5.2. VARIABLES DEL PERFIL DE TEMPERATURA ................................................................. 49
2.5.3. ELECCIÓN DEL PINCH, APPROACH Y OVER HEATING POINTS ............................... 51
2.6. ACTUALIDAD DE LA TECNOLOGÍA DEL CICLO COMBINADO. ................................. 55
CAPITULO III: DESCRIPCIÓN DE LA CENTRAL TÉRMICA “SANTA ROSA” ............................ 58
3.1. SITUACIÓN ACTUAL DE LA CENTRAL TÉRMICA SANTA ROSA ................................ 58
3.2. CARACTERÍSTICAS ACTUALES DE LOS EQUIPOS PRINCIPALES ............................. 61
3.3. PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUA .............................................................................. 65
3.4. SISTEMA DE SUMINISTRO INTERNO DE GAS NATURAL ............................................. 66
3.5. CICLO COMBINADO A IMPLEMENTAR ............................................................................. 67
3.5.1. DESCRIPCIÓN GENERAL DE LA TURBINA A GAS TG8 ................................................. 67
3.5.2. TURBINA A VAPOR A IMPLEMENTAR EN EL CICLO COMBINADO .......................... 75
3.5.3. CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR (HRSG)........................................................ 78
3.5.4. SISTEMA DE GAS NATURAL ADICIONAL ......................................................................... 80
3.5.5. NUEVA PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUA ............................................................... 81
CAPÍTULO IV: METODOLOGÍA DE CÁLCULO Y RESULTADOS DEL ANÁLISIS
ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO ......................................... 82
4.1. NIVELES DE AGREGACIÓN O DESAGREGACIÓN DEL SISTEMA ............................... 82
4.2. ESQUEMA DE CÁLCULO DEL CICLO COMBINADO PROPUESTO .............................. 83
4.3. METODOLOGÍA DEL CÁLCULO ........................................................................................... 84
4.4. DETERMINACIÓN DE LOS PARÁMETROS DEL FLUJO EN SECCIONES
CARACTERÍSTICAS.................................................................................................................. 85
4.4.1. DETERMINACIÓN DEL PCI DEL GN Y FLUJOS MÁSICOS EN LA TURBINA A GAS 85
4.4.2. PARÁMETROS EN LAS SECCIONES CARACTERÍSTICAS DEL SISTEMA ................. 87
4.4.3. FLUJOS MÁSICOS EN EL SUBSISTEMA DE TURBINA A VAPOR ................................. 94
4.5. EFICIENCIA DEL CICLO COMBINADO .............................................................................. 97
4.6. EL SOFTWARE CHEMCAD COMO HERRAMIENTA DE CÁLCULO ............................ 99
4.7. COMPARACIÓN Y DISCUSIÓN DE RESULTADOS ENTRE EL MODELO ANALÍTICO
Y EL CHEMCAD ....................................................................................................................... 101
4.8. ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL SISTEMA............................................ 102
4.8.1. ANÁLISIS ENERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO ..................................................... 102
4.8.2. ANÁLISIS EXERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO ..................................................... 107
CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES ........................................................................................ 111
BIBLIOGRAFIA ......................................................................................................................................... 114
ANEXO 1 – ESQUEMA TERMODINÁMICO DESAGREGADO UTILIZADO EN EL SOFTWARE
CHEMCAD PARA EL CICLO COMBINADO
ANEXO 2 - RESULTADOS DEL ANÁLISIS TERMODINÁMICO DEL CICLO COMBINADO TG8
UTILIZANDO EL SOFTWARE CHEMCAD
ANEXO 3 – REPORTE ANÁLISIS GAS NATURAL DE LA CENTRAL
ANEXO 4 – PROPIEDADES DEL GAS NATURAL
7
INTRODUCCIÓN
El incesante avance del progreso de la civilización va acompañado de consumos de
energía crecientes, en especial de la energía eléctrica. Paralelamente, las consecuencias
negativas de las actividades que contribuyen al abastecimiento de las formas utilizables de
la energía (reducción o agotamiento de las reservas de recursos no renovables,
contaminación, alteraciones de los ecosistemas, etc.) se han incrementado hasta llegar a
niveles cada vez más preocupantes, poniendo en peligro un crecimiento sustentable de la
sociedad mundial. Este progreso ha llevado a la existencia de una correlación directa entre
la calidad de vida de los integrantes de una sociedad, y el uso de energía per cápita de la
misma.
La energía en sus diversas formas de uso final (calor, electricidad, trabajo) se obtiene
de los recursos energéticos a través de procesos de conversión, sean ellos convencionales o
no convencionales. Estos procesos, en especial los convencionales, son poco eficientes,
además de producir efectos indeseables al medio ambiente desde el momento de la
prospección de los recursos primarios a procesar hasta su utilización final por los usuarios
en las instalaciones necesarias, desde el inicio de su construcción hasta la desactivación de
las mismas al finalizar su vida útil. Pero por otro lado, se tiene conciencia de limitaciones
del ya cercano agotamiento de las fuentes energéticas no renovables y de la problemática
aceptada por todas las naciones de continuar sumando contaminación al medio ambiente
debido a la naturaleza intrínseca de los procesos de conversión de los mencionados
recursos.
En 2008, el precio del barril de petróleo llegó a costar casi US$ 150, lo que llevo a una
crisis energética, siendo los países dependientes del petróleo importado, los que sufrieron
un mayor impacto. El aumento del costo, provoca distorsiones en todos los sectores de la
economía de un país, lo que se traduce en un mayor precio de los bienes y servicios
producidos, provocando un sentimiento de disconformidad de la sociedad, poniendo en
peligro la seguridad económica y nacional de los países dependientes de la importación de
petróleo.
8
En este escenario, el uso racional o eficiente de los recursos energéticos1, se impone
como un primer concepto cuya necesidad de aplicación resulta imperiosa, y que debería
evolucionar aún más en la medida en que los factores mencionados lleguen a un punto
crítico próximo al límite de lo aceptable, requiriéndose un enorme esfuerzo en el desarrollo
de tecnologías de sustitución y otras, si se desean mantener para las futuras generaciones,
los estilos de vida que hoy se conocen como modernos.
En la actualidad, desde el punto de vista termodinámico, existen dos tipos de
medidas para satisfacer el crecimiento de la demanda de energía: el aumento de la potencia
instalada y el aumento de la eficiencia de los sistemas de generación eléctrica instalados.
En este contexto, se han realizado una variedad de estudios para mejorar la eficiencia de
los sistemas energéticos en la búsqueda de diversos métodos para perfeccionar estos
sistemas y tecnologías que muestren bajos niveles de inversión.
Pero, la viabilidad técnica de los sistemas energéticos propuestos está asociada a las
preguntas sobre los índices energéticos y los costos de producción de electricidad y del
vapor de proceso.
1 Se entiende como uso racional de los recursos energéticos, el uso que conduce a la producción del efecto
deseado con el mínimo consumo de recursos sin reducir la producción y afectación del medio ambiente.
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1. OBJETIVOS
a. Objetivo General
El objetivo general del presente trabajo es efectuar una evaluación energética y
exergética de la implementación de un ciclo combinado en la central térmica de Santa
Rosa, ubicada en la ciudad de Lima, con el objetivo de estimar la viabilidad técnica del
proyecto.
b. Objetivos Específicos
Entre los objetivos específicos, se pueden enumerar:
• Evaluación energética y exergética de la instalación actual, compuesta por un ciclo
térmico simple con turbina a gas.
• Proponer un esquema termodinámico para pasar de un ciclo simple de turbina a gas
a un ciclo combinado.
• Determinación de las propiedades del fluido en cada punto característico del ciclo
combinado.
• Establecer las consideraciones básicas y evaluación de la caldera de recuperación
(Heat Recovery Steam Generator, HRSG) para un régimen de trabajo con sistema
de quema suplementaria de combustible.
• Determinación de la potencia producida por la turbina a vapor, así como la potencia
necesaria para mover la bomba de alimentación y otros equipos necesarios, que
conforman el sistema de ciclo combinado.
• Determinación de los flujos de combustible, tanto para la turbina a gas como para la
caldera de recuperación de calor.
2. MOTIVACIÓN
En el año 2004 ingrese a trabajar a la empresa ETEVENSA (que en esos tiempos era
la propietaria de la Central Térmica de Ventanilla) como especialista de Resultados. Mis
funciones principales era controlar el proceso de generación de dos turbinas a gas de 160
MW en modo de operación en ciclo simple con gas natural proveniente de los pozos de
10
Camisea y con combustible Diesel 2. Este control consistía en la medición de la potencia y
eficiencia de las TG’s corregidos a condiciones efectivas e ISO. Asimismo tenía a cargo
las pruebas de potencia efectiva y rendimiento que se realizan de acuerdo al procedimiento
N° 17 del COES. Estas pruebas se realizan con una empresa Consultora homologada y con
un Veedor del COES.
En el año 2005, se inicia la construcción del proyecto conversión de ciclo simple a
ciclo combinado de la Central Térmica de Ventanilla, es decir adicionar a las dos unidades
TG’s existente el equipamiento necesario para operar en modo ciclo combinado. Esta
experiencia fue muy enriquecedora, ya que era la primera Central de este tipo en el Perú,
fue todo un reto de ingeniería, la cual incrementaba la potencia de la Central de 320 a 492
MW solo reutilizando la merma de energía de los gases de escape de las TG’s. Mi
participación en el proyecto fue en la supervisión de revisión de la ingeniería y luego la
supervisión de la construcción.
El proyecto se desarrollo bajo la modalidad de EPC (Engineering, Procurement,
Construction) o conocido como Proyecto “Llave en mano” a cargo de la contratista
Siemens, el plazo de la construcción era de 22 meses, sujeto a penalidades o bonificación
por tiempo de entrega del proyecto y potencia garantizada de la turbina a vapor.
Una de las primeras dificultades que se presentó en la etapa de construcción del
proyecto fue la contratación de grúas especiales tipo Castillo de gran tonelaje y altura para
el montaje de la caldera, luego hubo tormentas tropicales en los EEUU lo que ocasionó
demoras en el transporte de los equipos como turbina a vapor y generador eléctrico,
poniendo en riesgo el cumplimiento del plazo de entrega del proyecto. La cantidad de
personal contratado de distintas nacionalidades y diversidad de fabricantes y proveedores,
creó un clima propicio para el intercambio de buenas prácticas y experiencias durante la
etapa de construcción, lo que ayudó a mejorar el proceso de supervisión y facilidad de la
construcción.
Todos los trabajos se efectuaron bajo estándares internacionales y fueron certificados
por empresas especializadas, como es el caso crítico de las soldaduras de las tuberías de
vapor de alta presión que llegan hasta valores de operación de 140 barg y 550 °C, las que
11
tuvieron que pasar pruebas de ensayos no destructivos como placas radiográficas de los
cordones de soldadura.
El proyecto se desarrolló en dos etapas casi en paralelo, el primer entregable era la
operación en ciclo combinado de la turbina a gas TG3 en CC 1x1x1 el cual termino en
julio de 2006 y la segunda etapa el ciclo combinado de la segunda turbina a gas TG4 en
CC 2x2x1, el cierre de toda la Central, que termino en octubre de 2006. El proyecto fue
todo un éxito no solo en el cumplimiento de los plazos, sino por la aplicación de la
ingeniería y técnicas avanzadas de construcción , la cual no solo se cumplió el objetivo de
incrementar la potencia y eficiencia de la Central de 300 a 492 MW y la eficiencia de 37 a
54.7 %, sino ser la primera Central Ciclo Combinado con gas natural en el Perú y sobre
todo el reto de mantener la operación continua con alta tasas de disponibilidad y
confiabilidad mostrada desde el año 2006 al año 2013.
En el año 2007, la empresa ETEVENSA fue comprada por la empresa EDEGEL bajo
la modalidad de fusión por absorción, esta última adquiere las acciones de ETEVENSA y
todo el personal de la Central Ventanilla pasamos a formar parte de esta empresa.
En el año 2008, se inicia el proyecto de ampliación de la Central Santa Rosa, el
proyecto consistió en la implementación de una turbina a gas denominada TG8 en
operación en ciclo simple con gas natural. En setiembre de 2009 esta nueva unidad ingresa
en Operación Comercial sincronizada con el Sistema Eléctrico Interconectado Nacional
(SEIN) con una potencia efectiva de 199 MW.
Debido a la experiencia vivida en el proyecto de conversión a ciclo combinado de la
Central Térmica de Ventanilla, es que me motivo a presentar este informe profesional para
optar el título de Ingeniero Mecánico de Fluidos, con el fin de aplicar todo el conocimiento
obtenido en el proyecto anterior para la evaluación energética de convertir la unidad TG8
de ciclo simple a ciclo combinado en modo de configuración CC 1x1x1 eso quiere decir
una turbina a gas, una caldera de recuperación de calor (HRSG) y una turbina a vapor.
Esta evaluación energética se basará en los fundamentos de diversos cursos seguidos
durante mis estudios en la EAP de Ingeniería Mecánica de Fluidos en la Universidad
12
Nacional Mayor de San Marcos, los cuales son base, para el análisis de evaluación
energética y exergética.
3. ANTECEDENTES
La política energética en el Perú se desarrolla según los siguientes lineamientos:
• Diversificar la matriz energética para asegurar el abastecimiento confiable y
oportuno a la demanda de energía, fortaleciendo la competitividad de la economía
en un mundo globalizado, a fin de garantizar el desarrollo sostenible del país.
• Promover la inversión privada en el sector energético con reglas claras y estables.
• Fomentar y ejecutar las obras de electrificación en las zonas rurales y aisladas del
país para ampliar la cobertura de la demanda, crear oportunidades y mejorar la
calidad de vida de la población.
• Fomentar el uso eficiente de la energía.
• Promover la integración energética regional.
• Adaptación al cambio climático y cuidado del medio ambiente.
El interés del gobierno peruano es pasar de una matriz energética actual basada
fundamentalmente en hidrocarburos (petróleo, carbón) y energías renovables (hidráulica
generalmente) a conseguir la siguiente distribución energética, donde la energía renovable
(hidráulica, biocombustibles y energías no convencionales), el petróleo y el gas natural
participan a partes iguales (Fig. 1).
13
Figura 1 – Cambio de la matriz energética del Perú. Fuente: MINEM (2008)
Al licitar el proyecto Camisea en 2002, el gobierno peruano provocó un relativo
estancamiento en el desarrollo de las centrales hidroeléctricas frente a un explosivo
crecimiento de las centrales térmicas. Esto se vio favorecido por las leyes que fueron
promovidas por el gobierno para crear un mercado al gas natural. En el año 2010, el gas
natural (GN) destinado a la generación de electricidad tenía un precio casi 40% menor que
el correspondiente a otros usuarios; asimismo, el precio internacional del gas natural podía
llegar a ser más del quíntuple. Estos bajos precios favorecieron la instalación de un mayor
número de centrales térmicas a gas en ciclo simple. El gas natural se ha constituido en el
combustible más económico para la generación de electricidad, ofrece las mejores
oportunidades en términos de economía2, aumento de rendimiento y reducción del impacto
ambiental3.
2 Debido a su menor costo dado la prioridad para su utilización en centrales de generación de electricidad
fijada en el contrato de explotación del yacimiento de Camisea. 3 La combustión del GN es más eficiente y ofrece menor emisión de contaminantes frente a otros
combustibles fósiles
33%
33%
34%
Antes de Camisea
Situación 2008
Objetivo
69%
7%
24%
Petróleo + carbón
Gas natural + LGN
Energías Renovables
Porcentaje en energía comercial
56%27%
17%
14
Estas ventajas pueden conseguirse tanto en las grandes centrales termoeléctricas así
como en las pequeñas. Así, algunas centrales térmicas efectuaron su conversión, pasando
del diesel al gas natural, como el caso de la Central Térmica de Ventanilla (320 MW).
También las facilidades de la financiación permitieron la entrada en funcionamiento de
nuevas centrales térmicas de ciclo combinado, como la Central Kallpa (750 MW), Chilca
(700 MW), Las Flores (192 MW), Termochilca (208 MW) y Fénix Power (520 MW). La
entrada en operación de la central térmica Santo Domingo de Olleros, en Cañete, está
prevista para fines de 2013, con una potencia de 296 MW. En la actualidad, se están
desarrollando estudios para mejorar la eficiencia de las instalaciones térmicas, pasando de
ciclos simples a ciclos combinados, como el caso de la Central Térmica de Santa Rosa
(330 MW).
Son escasos los trabajos de tesis realizados en nuestro país sobre los sistemas de
centrales térmicas de ciclo combinado, desconociéndose gran parte de ella por no estar
disponibles o no haber sido publicados. En una revisión de trabajos efectuados a nivel
nacional sobre el tema, permitió encontrar los trabajos de Mendoza (2002)[1] que hace un
estudio y evaluación, desde el punto de vista termodinámico, del ciclo combinado,
Martínez (2007)[2], quien elaboró un proyecto de conversión a ciclo combinado de una
central térmica, Quispe (2010) [3], donde se evalúan alternativas energéticas para mejorar
el rendimiento de los sistemas, reduciendo los niveles de emisión, promoviendo nuevas
fuentes de energía aplicado a una instalación de una planta azucarera y el de Chávez
(2011)[4] efectuó un estudio técnico económico y ambiental de una planta de etanol y caña
de azúcar y del sistema de cogeneración a bagazo.
4. IMPORTANCIA DEL TRABAJO
La creciente demanda de combustibles fósiles, así como las la escasez y el incesante
incremento de los precios de los combustibles derivados de petróleo son los rasgos más
esenciales para el futuro energético mundial. Como consecuencia de este panorama surge
la necesidad de racionalizar al máximo la obtención y uso de energía, mejorando la
eficiencia de todos los procesos de la cadena sin pérdida de la calidad de vida.
15
Frente a todo el panorama internacional de crisis energética y ambiental, el uso
racional y eficiente de la energía se ha convertido en política de estado ya que hoy existe la
conciencia de la importancia de generar un cambio cultural en la forma como se usa los
recursos energéticos limitados de nuestro país. El Perú enfrenta actualmente, problemas de
fortaleza institucional que limitan su posibilidad de respuesta y gestión eficiente de la
energía, así como de la contaminación y deterioro creciente de sus ecosistemas. Las
proyecciones estima pérdidas de 4.5% del PBI al 2025 por efectos del cambio climático.
En el 2012, la economía peruana creció más de 6% y se estima que en los próximos
cinco años seguirá creciendo con un ritmo no menor de 5%, impulsado por los sectores
como construcción, minería, agroindustria, energía y telecomunicaciones. La minería, que
representa más del 60% de los ingresos de las exportaciones y el sector construcción
(sostenido en los últimos años debido a las necesidades de obras de infraestructura como
carreteras, puertos, aeropuertos, viviendas, centros comerciales, etc) son los que han
impulsado en los últimos años el crecimiento económico de nuestro país. Además, si se
considera que el sector transporte, la industria manufacturera y el sector doméstico son
grandes rubros de consumo de energía, entonces será necesario que el estado garantice un
crecimiento de la producción de energía para acompañar el crecimiento económico
esperado en los años futuros.
Todos estos sectores, a excepción del sector doméstico, están ligados a los procesos de
generación, transporte, transformación y utilización final de fuentes energéticas así como
equipos que hagan posible satisfacer las necesidades particulares de cada sector
económico. Así, el tema no solo está relacionado al producto final, que es la electricidad;
sino también, a sus fuentes que son los combustibles.
En este escenario, las centrales térmicas de ciclo simple ya no son una alternativa para
enfrentar la creciente demanda de energía en el país. De una manera soterrada, la
viabilidad económica de estos ciclos está dada por el bajo precio al que se suministra el gas
natural a las empresas generadoras de energía, debido a las políticas de subsidio para este
rubro, lo cual no incentivan al Inversionista a construir nuevas centrales de ciclo
combinado. Es así, que en la actualidad bajo marcos regulatorios, se está exigiendo que
16
estas empresas hagan más eficientes sus procesos de generación, lo cual ha llevado a
introducir los ciclos combinados de generación eléctrica.
En este contexto, el presente trabajo propone una optimización para la central térmica
de Santa Rosa con la implementación de un ciclo combinado sobre la base del ciclo simple
actual con que cuenta esta central.
5. ALCANCES Y LIMITACIONES DEL INFORME
Los alcances del presente trabajo se circunscriben al desarrollo del proyecto de
mejoramiento de eficiencia energética mediante la transformación del actual ciclo simple
de turbina a gas con que cuenta la central térmica de Santa Rosa hacia un ciclo combinado,
utilizando gas natural como combustible.
El desarrollo del presente trabajo tiene por objeto efectuar el análisis energético y
exergético de la central térmica, bajo una condición de un escenario actual (generación
eléctrica con turbina a gas) y un escenario futuro con la implementación de un ciclo
combinado (1 turbina a gas - 1 caldera de recuperación de calor - 1 turbina a vapor) en
modo 1x1x1. Serán determinados los parámetros termodinámicos en cada punto del ciclo
combinado, así como los parámetros energéticos y exergéticos de cada componente del
ciclo.
El presente trabajo, se enmarca dentro del Plan de estudios de la Escuela Académica
Profesional de Ingeniería Mecánica de Fluidos, en el área de Termofluidos.
No es materia de este trabajo, efectuar la viabilidad económica, analizar los impactos,
así como los costos ambientales que se produzcan por efecto de la implementación del
ciclo combinado. Tampoco se realizan cálculos de construcción, diseño de los equipos y
máquinas que componen el sistema energético, ni cálculos de transferencia de calor de los
materiales, ni la torre de enfriamiento.
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6. FUNDAMENTACIÓN DE LA HIPÓTESIS
Una central térmica transforma la energía calorífica de un combustible (gas, carbón, fuel) en energía eléctrica. También se pueden considerar centrales térmicas aquellas que funcionan con energía nuclear. Todas las centrales termoeléctricas funcionan bajo un determinado ciclo termodinámico, donde el fluido de trabajo está destinado al accionamiento de las turbinas que mueven el rotor de un generador eléctrico. Los ciclos simples de turbina a gas (ciclo Brayton) no son eficientes térmicamente alcanzando eficiencia que a veces llegan al 38%. Esto es debido a que, en este ciclo, los gases que se expanden en la turbina son expulsados al medio ambiente con una temperatura cercana a 600 ºC, despreciándose una elevada cantidad de energía que ellos aún poseen. Para mejorar la eficiencia termodinámica de este ciclo se le adiciona un ciclo de vapor (ciclo Rankine). El ciclo Brayton, que trabaja con aire-gases de combustión, opera a mayor temperatura que el ciclo Rankine, que trabaja con agua-vapor y ambos están acoplados por un intercambiador de calor que es la caldera de recuperación de calor. La unión termodinámica de estos dos ciclos o ciclo combinado conduce generalmente a la obtención de un rendimiento global superior a los rendimientos de los ciclos termodinámicos individuales que lo componen.
La justificación de los ciclos combinados reside en que, desde un punto de vista tecnológico, resulta difícil conseguir un único ciclo termodinámico que trabaje entre las temperaturas medias de las fuentes caliente y fría usuales. Por ello, una solución termodinámica es el acoplamiento de dos ciclos: uno especializado en la producción de trabajo con alta eficiencia en rangos altos de temperaturas de trabajo (ciclo Brayton) y otro para temperaturas medias-bajas (ciclo Rankine). La eficiencia global del ciclo combinado gas-vapor vendrá determinada por las eficiencias individuales de los ciclos Brayton y Rankine que lo componen, así como por la capacidad para realizar un adecuado aprovechamiento del calor residual presente en los
gases de escape del ciclo Brayton al ciclo Rankine por medio de una caldera de recuperación. Esta mejora de la configuración termodinámica lleva a que la eficiencia alcanzada este cercana a 54%, lo cual también influye en los índices económicos de los costos de generación de energía eléctrica y de la tarifa eléctrica.
18
CAPÍTULO I. FUNDAMENTOS DEL ANÁLISIS ENERGÉTICO
El análisis energético y exergético de un ciclo de generación se basan en el análisis de
la primera y segunda ley de de la termodinámica. El principio de conservación de la
energía requiere el conocimiento de los parámetros termodinámicos (presión, volumen y
temperatura) y funciones termodinámicas como energía interna y entalpía; mientras que el
análisis exergético se basa en la segunda ley, siendo necesario conocer primeramente la
función termodinámica entropía. Estas funciones pueden ser definidas y calculadas
adecuadamente a través de expresiones sobre la base de propiedades medibles, lo que se
hace a continuación.
1.1. LA ECUACIÓN DE ESTADO
Según Çengel y Bowles (2012) [5], la ecuación de estado, define el estado energético
de una substancia (gas) a través de los parámetros termodinámicos fundamentales, que son
presión p , temperatura T y volumen v . En condiciones específicas (para una masa de un
kilogramo de substancia), esta ecuación se define como:
pv RT= (1.1)
En donde R es la constante del gas, definida como 0R R M= ; siendo 0R la constante
universal de los gases, igual a 8314 J/kg.K y M es la masa molecular del fluido analizado.
1.2. ENERGÍA INTERNA
Todos los cuerpos (los gases entre ellos) poseen una energía a escala macroscópica
denominada energía interna. Esta energía es el resultado de la suma de los diversos tipos de
energía, como: i) energía térmica, ocasionada por los movimientos de sus átomos,
moléculas, etc.; ii) energía química, debido a los enlaces químicos que mantienen unidos a
los átomos y moléculas que se liberan durante las reacciones químicas; y iii) energía
nuclear, asociada a procesos de fusión (unión de núcleos) y fisión (ruptura de núcleos), que
tienen a lugar en el interior de los átomos. La energía interna no incluye la energía cinética
traslacional o rotacional del sistema como un todo. Tampoco incluye la energía potencial
19
que el cuerpo pueda tener por su localización en un campo gravitacional o electrostático
externo. Generalmente, para gases estables, la variación de la energía interna está dada por
la variación de la energía térmica, causadas por el estado de agitación de sus moléculas.
La energía interna se define como una función ( ),u f T v= [5], por lo que:
v T
u udu dT dv
T v
∂ ∂ = +
∂ ∂ (1.2)
en donde la primera derivada parcial de la parte derecha en la Ec. (1.2) se conoce como
calor específico a volumen constante, luego ( )v vc u T= ∂ ∂ . Para aquellas sustancias que se
aproximan al comportamiento de gases ideales, el coeficiente del último término de la Ec.
(1.2) es igual a cero; es decir, la energía interna de los gases ideales es esencialmente una
función de la temperatura. Así, para gases ideales se tiene lo siguiente:
vdu c dT= (1.3)
Así, la energía interna de un gas ideal sólo es función de la temperatura. La variación
de la energía interna no depende del tipo de proceso si no de los valores de su estado inicial
y final. Este concepto no puede extenderse a gases reales, ya que en este caso, el segundo
término de la parte derecha de la Ec. (1.2) no es igual a cero.
1.3. ENTALPIA
La entalpia es una función termodinámica y puede entenderse como la cantidad de
energía de un sistema termodinámico que éste puede intercambiar con su entorno. Para un
sistema cerrado, la entalpía supone la cantidad de energía que se pone en movimiento o en
acción cuando se genera presión constante sobre un determinado medio de trabajo.
Generalmente, la evaluación de la entalpía h se hace en términos de la temperatura y de la
presión como variables independientes ( ),h f T p= [5] y se puede escribir:
20
p T
h hdh dT dp
T p
∂ ∂ = +
∂ ∂ (1.4)
en donde la primera derivada parcial de la parte derecha en la Ec. (1.4) se conoce como
calor específico a presión constante, luego ( )p pc h T= ∂ ∂ . Similarmente a lo indicado para
la energía interna, para aquellas sustancias que se aproximan al comportamiento de gases
ideales, el coeficiente del último término de la Ec. (1.4) es igual a cero, dependiendo la
entalpia de la temperatura. Así, para gases ideales se tiene lo siguiente:
pdh c dT= (1.5)
La entalpia también está definida como:
h u pv= + (1.6)
Diferenciando las Ecs. (1.1) y (1.6) se puede obtener:
( )dh du d pv= + y ( )d pv RdT=
Combinando estas expresiones se puede obtener la ecuación de Mayer:
p v
dh dudh du RdT R c c R
dT dT= + ⇒ − = ⇒ − = (1.7)
1.4. PRIMERA LEY DE LA TERMODINÁMICA
La primera ley de la termodinámica tiene el siguiente enunciado: “Cuando un sistema
cerrado se altera adiabáticamente, el trabajo total que acompaña al cambio de estado es
el mismo para todos los procesos posibles entre dos estados de equilibrio”.
Dicho de otra manera, el valor del trabajo que se realiza sobre un sistema adiabático
cerrado sólo depende de los estados finales del proceso. El postulado se enuncia
21
independientemente del tipo de interacción de trabajo involucrado en el proceso, del tipo
de proceso y de la naturaleza del sistema cerrado. La primera ley de la termodinámica no
sólo se aplica a un proceso adiabático simple en el que intervenga trabajo mecánico en un
sistema cerrado, sino que también puede aplicarse a sistemas que experimentan efectos
eléctricos, electromagnéticos, de tensión superficial, corte, cambios en el campo
gravitacional y otros. También puede aplicarse a sistemas cerrados que sufren
interacciones térmicas y de trabajo. La generalización anterior se puede extender a
sistemas abiertos donde se permite la transferencia de masa a través de las fronteras del
sistema.
Para un sistema cíclico, la primera ley de la termodinámica establece que la integral
cíclica del calor transferido es igual a la integral cíclica del trabajo, es decir:
dW dQ=∫ ∫� �
En condiciones específicas, la primera ley de la termodinámica para un sistema
cerrado que sufre un proceso con efectos tanto térmicos como de trabajo, es la siguiente:
dq dw de+ = (1.8)
Teniéndose en cuenta que, el calor suministrado al sistema se considera positivo y el
trabajo hecho por el sistema se considera negativo, al integrar la ecuación anterior y en
ausencia de efectos eléctricos, magnéticos y de superficie, se obtiene la ecuación [5]:
( ) ( )2 2
2 112 12 2 1 2 12
V Vq w u u g z z
−+ = − + + − (1.9)
en donde, 12q es el calor transferido al sistema del estado 1 al estado 2, 12w es el trabajo
hecho por el sistema del estado 1 al estado 2, 2 1u u− , representa el cambio de energía
interna del sistema; ( )2 22 1 2V V− representa el cambio de energía cinética del sistema y
( )2 1g z z− representa el cambio de energía potencial del sistema.
22
La ecuación de conservación de la energía para sistemas cerrados compresibles
simples (por unidad de masa y un solo tipo de fluido) se puede obtener a partir de la Ec.
(1.8) como:
dq dw du+ = (1.10)
En sistemas abiertos, la primera ley de la termodinámica para un volumen de control
en estado estacionario, por unidad de masa y un solo tipo de fluido y despreciando cambios
de energía potencial se expresa de la siguiente manera:
2 2
1 212 12 1 22 2
V Vq w h h+ + + = + (1.11)
La ecuación (1.11) se aplica a un sistema en estado estacionario cuando más de un
componente está entrando y/o saliendo del volumen de control [5], es decir:
2 2
12 121 1
1 22 2
n k
i ji ji j
V VQ m h W m h
= =
+ + = + +
∑ ∑& && & (1.12)
en donde, 12Q& es el calor transferido al sistema en un intervalo de tiempo dado; 12W& es el
trabajo hecho por el sistema en un intervalo de tiempo dado y m& es el flujo másico de cada
componente entrando y saliendo al sistema.
1.5. SEGUNDA LEY DE LA TERMODINÁMICA
Es importante indicar que la primera ley de la termodinámica es la misma ley de la
conservación de la energía aplicada a sus transformaciones. Cualquiera que sea el tipo de
energía que interviene en los procesos, el cambio de energía de un sistema es igual a la
diferencia entre la energía que entra y la que sale. Esta ley de conservación se expresa
matemáticamente como una igualdad y permite la libre conversión de una forma de energía
a otra siempre y cuando se conserve la cantidad total. Pero esta ley no presenta restricción
alguna en la conversión del trabajo en calor y viceversa. Un punto importante es que la
23
primera ley no impone restricción alguna en el proceso de conversión de la energía. Una
conversión del 100% es posible solamente en términos de la conservación de la energía.
Mientras que la segunda ley impone una restricción en las transformaciones de la
energía (de energía calorífica a trabajo). De acuerdo a la segunda ley, la energía tiene
propiedades cualitativa y cuantitativa. Así, el trabajo puede convertirse 100% en calor,
pero la situación inversa será imposible ya que el trabajo es una forma más útil de energía
que el calor, es decir, el trabajo es una forma más ordenada de la energía que el calor.
Con base en la segunda ley, el calor tiene calidad en función de la temperatura a la que
se descarga del sistema. Cuanto mayor sea la temperatura a la que ocurre la transferencia
de calor, mayor será la transformación de energía en trabajo. Esto implica que la energía
térmica se degrada cuando se transfiere en forma de calor de una temperatura a otra más
baja. Entre otras formas de la degradación de la energía se incluyen las transformaciones
de energía debido a los efectos de fricción. Tales efectos son poco deseables en el uso
óptimo de la energía para fines prácticos y la segunda ley proporciona algunos medios
para medir esta degradación de la energía.
Existe cierto número de fenómenos que no se pueden explicar por los principios de
conservación de ningún tipo. Entonces, la segunda ley proporciona los lineamientos que
permiten comprender y analizar estos efectos diversos. Entre otras consideraciones, la
segunda ley es de extrema utilidad por lo siguiente:
a) Proporciona los medios para medir la calidad de la energía,
b) Establece el criterio del rendimiento ideal de los dispositivos de conversión de la
energía,
c) Determina la dirección del cambio de los procesos,
d) Establece el estado final de equilibrio para los procesos espontáneos.
La segunda ley de la termodinámica es aplicada para comprender el funcionamiento de
las máquinas térmicas. Una máquina térmica es un dispositivo que opera continua o
cíclicamente y produce trabajo mientras intercambia calor a través de sus fronteras. La
restricción de operación continua o cíclica implica que, el medio de trabajo dentro de la
máquina térmica, vuelve a su estado inicial a intervalos regulares.
24
Para una máquina térmica, que opera entre una fuente de alta temperatura AT y una
fuente térmica baja BT depósito de baja, siendo EQ el calor suministrado a la máquina
térmica y RQ calor rechazado por la máquina térmica, el trabajo generado por la máquina
es NETOW . Entonces, aplicando la primera ley a esta máquina se tiene:
Q W U+ = ∆∑ ∑
Para una máquina térmica que opera cíclicamente la variación U∆ es cero y
expresando la variación de calor en función de la temperatura alta y baja del sistema,
considerando que el calor agregado y rechazado tienen signos diferentes, se puede obtener:
0E R NETO E R NETOQ Q W Q Q W+ + = ⇒ − = (1.13)
Como una máquina térmica es diseñada para transformar la energía en forma de calor
produciendo trabajo, entonces para valorar su grado de perfeccionamiento se introduce el
concepto de eficiencia térmica, definida como:
NETOT
E
W
Qη = (1.14)
Una máquina térmica totalmente reversible está libre de efectos de disipación de
energía al exterior durante su operación, no solamente dentro de ella sino también con
respecto al medio externo que limita con la máquina. Puesto que una máquina térmica
depende de la transferencia de calor con cuando menos una fuente y un sumidero, es
necesario que todas las interacciones de calor sean reversibles. Se considera que la
transferencia de calor es reversible si la diferencia de temperaturas entre dos sistemas es
infinitesimal. Para que una máquina térmica sea totalmente reversible debe existir una
diferencia de temperatura dT entre el fluido de trabajo de la máquina y la fuente con la
que intercambia energía en forma de calor. Si existen irreversibilidades de alguna clase
dentro de la máquina o resultan de las interacciones entre la máquina térmica y su
ambiente, la máquina se clasifica como irreversible
25
1.6. ENTROPIA
Como se estableció anteriormente, la segunda ley de la termodinámica define la
cualidad direccional de la naturaleza. Las leyes de conservación como la primera ley de la
termodinámica, involucran igualdades; las leyes direccionales involucran desigualdades.
Una desigualdad importante que se origina de la segunda ley de la termodinámica se
conoce como la desigualdad de Clausius y el enunciado de ésta desigualdad se expresa
como sigue: La integral cíclica de la cantidad δQ/T para un sistema cerrado siempre
es igual o menor que cero”.
La desigualdad de Clausius* que se aplica tanto a dispositivos cíclicos como a
dispositivos continuos, ambos en estado estacionario, se expresa como:
0Q
T
δ≤∫� (1.15)
Es evidente que, para un proceso reversible, se tendrá 0Q Tδ =∫� , mientras que para
procesos reversibles 0Q Tδ <∫� .
La integración de la expresión definida para procesos reversibles, entre dos extremos
dados de un sistema cerrado que experimenta un proceso cíclico, da un mismo resultado
para cualquier trayectoria reversible entre esos dos estados extremos. Por lo tanto, ésta
integral define el cambio de una propiedad a la que se le llama entropía, cuyo cambio
entre dos estados representa como [5]:
1 2rev rev
dq dqs s s ds
T T
∆ = − = ⇒ = ∫ (1.16)
En general, para cualquier tipo de proceso en donde interviene un sistema cerrado,
ds Q Tδ≥ , en donde el signo de igualdad se aplica a procesos internamente reversibles y
el de desigualdad para procesos internamente irreversibles. En ausencia de transferencia de
calor, cualquier sistema cerrado debe satisfacer la siguiente condición adiabds Q Tδ> .
26
Respecto a los principios de aumento de entropía se puede enunciar lo siguiente:
a) Los principios de incremento de la entropía son enunciados direccionales; limitan
la dirección en que pueden proceder los procesos. No es posible una disminución
de la entropía en un sistema cerrado que es adiabático o para un conjunto de
sistemas que interaccionan entre sí.
b) La entropía es una propiedad que no se conserva y los principios de aumento de
entropía no son leyes de conservación. Sólo en el caso de los procesos reversibles
se conserva la entropía. Los procesos reversibles no crean entropía.
c) La segunda ley afirma que todos los sistemas en ausencia de interacciones entre
ellos y el ambiente son capaces de alcanzar un estado de equilibrio. Además la ley
establece que la entropía aumenta continuamente a medida que se acerca al estado
de equilibrio. Matemáticamente se debe alcanzar el estado de equilibrio cuando la
entropía alcanza su valor máximo posible, conforme las restricciones del sistema.
d) Los principios de aumento de entropía están íntimamente ligados al concepto de
irreversibilidad. La presencia de irreversibilidades conduce al aumento de
entropía. Se encuentra que, cuanto más grande sea la magnitud de las
irreversibilidades, mayor es el cambio total de la entropía.
e) El cambio de entropía que se origina por las irreversibilidades se puede usar como
una medida del cambio en la calidad de la energía durante un proceso específico
Según Çengel y Boles (2012), la variación de la entropía como función de los
parámetros termodinámicos, pueden expresarse como:
2 2
1 1
ln lnv
T vs c R
T v∆ = + (1.17)
2 2
1 1
ln lnp
T ps c R
T p∆ = − (1.18)
1.7. PROCESO ISOENTRÓPICO
Los procesos isoentrópicos, son aquellos que se producen sin variación de entropía, es
decir; la entropía permanece constante, 0s∆ = . De acuerdo a Çengel y Boles (2012), las
relaciones que gobiernan el proceso isoentrópico están dadas por:
27
kpv const= (1.19)
1
2 2
1 1
k
kp T
p T
− =
(1.20)
1
2 2
1 1
kv T
v T
−
=
(1.21)
donde k es el índice adiabático o razón de calores específicos e igual a p vk c c= .
1.8. TIPOS DE ENERGÍA
En un proceso, intervienen muchas formas de energía y transformaciones de energía.
Aunque todas obedecen la primera ley de la termodinámica, aparecen diferencias en el
tratamiento práctico y teórico de las diferentes formas de energía y transformaciones de
energía debido a la segunda ley de la termodinámica. La segunda ley es importante para
definir la eficiencia de un proceso, así como la correcta cuantificación de las diferentes
formas de energía que pueden ser transformadas en trabajo.
Los tipos de energía pueden dividirse en dos grupos, en función a la posibilidad de ser
transformadas en otros tipos de energía. La clasificación de formas de energía es un
problema físico, por lo que en la termodinámica, generalmente se hace en base a la
entropía, utilizada como una medida de las transformaciones de energía. Estos grupos son:
Primer grupo o de “energía ordenada”.- A este grupo se puede asociar a las formas de
energía que pueden transformarse en otras sin ningún límite, las entropías son iguales a
cero y la entrada o salida de calor a un cuerpo no cambia este tipo de energía.
Segundo grupo o de “energía desordenada”.- A este grupo se asocian las energías que
no pueden transformarse completamente. No tiene entropía cero.
La energía desordenada, a diferencia de la ordenada, es alterada con entradas o salidas
de calor. La segunda ley de la termodinámica permite transformaciones donde haya
incremento de entropía o no haya cambio (irreversibilidad). Por ello, todas las formas de
energía ordenadas se pueden convertir en otra forma por tener entropía cero, mientras que
28
la energía desordenada no se puede convertir en otra forma de energía que tengan menor
entropía, y en particular, no pueden transformarse en energías ordenadas.
Las posibles transformaciones de energía se muestran en la Tabla 1.1, donde los
cuadros blancos significan transformaciones completas y los cuadros negros
transformaciones incompletas.
Tabla 1.1 – Formas y posibles transformaciones de la energía
Las formas de energía 1, 2, 5 y 7 están referidas al primer grupo, mientras que las
restantes están referidas al segundo grupo. La importancia del medio ambiente es evidente
cuando el punto de comparación es su habilidad para transformarse, ya que el entorno
interviene en las transformaciones de energía. Aún así, las formas de energía del primer
grupo mantienen su capacidad de transformarse completamente. Cuando, como resultado
de una transformación, una energía desordenada aparece, la situación cambia, ya que no
solamente cambian las transformaciones posibles, si no la extensión de las mismas es
también afectada por las condiciones del ambiente. Entre más pequeña sea la diferencia
entre los parámetros del medio de trabajo y aquellos del medio circundante, más pequeña
es la cantidad de la energía desordenada transformada. Y cuando son iguales la
disponibilidad del segundo tipo de energía es cero.
Las relaciones entre las transformaciones de las formas del segundo grupo de energía
y el ambiente varían dependiendo del tipo de energía involucrada, aún para las mismas
condiciones externas.
Nº 1 2 3 4 6 7
1
2
Molecular 3
Química 4
Nuclear 5
Calor 6
Trabajo 7
Energía interna del medio
Energía en transición
Formas de energía
Mecánica
Eléctrica
29
Para comparar adecuada y completamente las transformaciones de energía es necesario
tener una medida general, que permita la evaluación de la cantidad de energía envuelta
mientras también se toman en cuenta las características de calidad. La energía del primer
grupo, la cual puede ser obtenida de la energía del segundo grupo en un proceso de
interacción reversible con el medio externo, puede ser utilizada para este propósito.
Esta medida general de cualquier tipo de energía es llamada exergía. Este concepto permite
expresar cualquier forma de energía del segundo grupo en términos de energía del primer
grupo.
1.9. EXERGÍA
La exergía es una propiedad termodinámica igual a la cantidad de trabajo que puede
ser extraído por un consumidor de energía externo durante una interacción reversible entre
el sistema y sus alrededores. Esta exergía depende de los estados relativos del sistema y el
medio externo, cuando son definidos por cualquier conjunto relevante de parámetros. Bajo
completo equilibrio, la exergía es cero.
La exergía permite determinar el potencial de trabajo útil de una determinada cantidad
de energía que se puede alcanzar por la interacción espontánea entre un sistema y su
entorno. Informa de la utilidad potencial del sistema como fuente de trabajo. Viendo que es
una propiedad, hay que tener en cuenta que el valor de una propiedad no cambia a menos
que cambie el estado de la materia, es decir; el valor se mantiene siempre y cuando se mida
en el mismo estado independientemente de la temperatura o la presión a la que se
encuentre.
Definida de otra forma la exergía es la porción de la energía que puede ser
transformada en trabajo mecánico, la parte restante, sin utilidad práctica, recibe el nombre
de energía o entropía. La exergía determina de forma cuantitativa el valor termodinámico
de cualquier recurso, y permite analizar rigurosamente el desperdicio de los recursos en las
actividades de la sociedad, estableciendo pautas para su ahorro y uso eficiente.
30
De acuerdo a estas definiciones, el objeto bajo consideración incluye primero, el
sistema o flujo de energía mismo, después los alrededores y finalmente, el trabajo
transferido al consumidor externo de energía; aunque también de debe tener en cuenta los
objetos externos de energía los cuales interactúan con el sistema.
Por ejemplo, un compuesto de combustible y aire, si se quema el combustible
obteniendo una mezcla de aire y productos de combustión ligeramente calientes, aunque la
energía asociada al sistema sea la misma, la exergía del sistema inicial es mucho mayor,
potencialmente es mucho más útil a la hora de obtener trabajo. Otro ejemplo es el agua de
refrigeración de las centrales térmicas. Aunque la central cede una gran cantidad de energía
al agua, esta solo eleva su temperatura unos grados por encima de la temperatura de su
entorno, por tanto su utilidad potencial para obtener trabajo es prácticamente nula o lo que
es lo mismo en términos técnicos, tiene una exergía asociada baja.
Otros ejemplos didácticos es el caso del agua situada en un embalse a cierta altura, la
cual puede emplearse para mover turbinas y generar energía eléctrica, pero, una vez que
toda el agua ha bajado al nivel del mar, ya no se puede seguir aprovechando. Hay un límite
en la energía disponible asociado a la diferencia de altura entre el agua del embalse y el
entorno. Cuando este desnivel desaparece, ya no hay más energía disponible. Otro ejemplo
es el recipiente que contiene un gas a alta presión y alta temperatura. Si se hace un orificio
en el recipiente y se deja salir el aire a la atmósfera, se pierde toda la energía disponible, ya
que rápidamente su presión se iguala a la atmosférica y en poco tiempo su temperatura se
iguala la del aire que lo rodea. Se ha desperdiciado toda la energía disponible o exergía.
1.9.1. EL MEDIO AMBIENTE
El medio ambiente o entrono que rodea a un sistema energético es caracterizado como
el entorno que rodea al sistema con parámetros que permanecen constantes (sin cambios)
durante la interacción con el sistema considerado. Esto quiere decir que el ambiente es
muy grande en comparación con el sistema y puede amortiguar toda la energía dada por el
sistema, de tal forma que su propio balance de energía permanece sin cambio. También
existe completo equilibrio termodinámico entre todos sus componentes. Se debe tener
presente que la exergía de un sistema es definida no solamente por sus acciones, sino
31
simultáneamente por un efecto de parte del ambiente en ello. Tal vez existan situaciones en
las cuales, sin dar energía, un sistema puede producir trabajo a expensas del ambiente. Un
gas en un recipiente con presión menor que la atmosférica. Cuando hay equilibrio
completo entre un sistema y el ambiente, la exergía es igual a cero. Este estado de sistema
es llamado cero o de estado muerto.
Los objetos externos que son encontrados en el ambiente y que constituyen con él los
alrededores de un sistema, pueden ser fuentes de energía, absorbedores de energía o
ambos. Ellos están caracterizados por el hecho de que al menos uno de los parámetros
intensivos dominantes es diferente de aquellos del ambiente. Por lo tanto, los objetos
externos pueden ser una fuente de energía para alimentar el sistema y asegurar su
funcionamiento.
1.9.2. ESTADO MUERTO
Dos sistemas en condiciones termodinámicas diferentes, que entran en contacto,
evolucionarán espontáneamente, por medio de transferencias de masa y energía, hacia un
estado intermedio de equilibrio (estado con mínima exergía y entropía máxima). A este
estado de equilibrio se le denomina estado muerto. Cuanto mayor sean las diferencias entre
sus magnitudes termodinámicas (presión, temperatura) más trabajo podremos obtener de la
interacción entre sistema y entorno. La energía utilizable o exergía está asociada al
desequilibrio entre un sistema y su entorno, es decir que depende de la variable de dos
sistemas como mínimo.
Un ejemplo de ello para entender lo anterior es: supóngase una lamina metálica que se
encuentra a 80 ºC, y es sumergida en agua a 4 ºC, es decir relativamente mucho más fría.
En este caso, la reacción, manifestación y el nivel de exergía será mayor que si la lamina
hubiese sido sumergida en agua que se encuentra a 80 ºC, es decir que la temperatura del
sistema (lamina metálica) y de su entorno (agua) es la misma (80ºC), en este caso no
pasaría nada y este estado se denomina estado muerto ya que tenemos cero exergía y
máxima entropía. Esto también es aplicable a otros desequilibrios como pueden ser de
presión y otros.
32
Desde el punto de vista de la obtención de trabajo máximo que se puede obtener de un
sistema termodinámico, uno de los sistemas se considera el universo, y el otro será el
dispositivo o sistema analizado. El estado muerto sería el estado del universo y el sistema
analizado puede proporcionar trabajo, cuyo valor máximo es la diferencia de energía entre
el estado del universo y su estado inicial. Este trabajo máximo es la exergía de nuestro
sistema. En general, como el universo es muy grande respecto a nuestro sistema se aplican
las siguientes simplificaciones, el estado muerto no varía con la cesión de energía de
nuestro sistema y como universo se toma el medio ambiente que rodea a nuestro sistema.
Resumiendo, el estado muerto marca el estado del que nos es imposible extraer trabajo de
un sistema y este depende del medio ambiente que le rodea.
1.9.3. EXERGÍA DE LA MATERIA ESTABLE
La exergía está sujeta a la ley de conservación solamente en procesos reversibles, en
todos los demás casos puede desaparecer parcial o totalmente como resultado de la
disipación de energía, lo cual es consecuencia de las irreversibilidades. Entre menor sea la
pérdida de exergía más perfecto es el proceso.
La exergía de un sistema que interactúa con el ambiente se mantiene invariable
durante las transformaciones reversibles dentro del sistema o durante una interacción con
el ambiente. La exergía del sistema decrece si cualquiera de las transformaciones interiores
o interactivas son irreversibles. Por ende, los procesos de interacción con el ambiente
pueden estar conectados con entradas o salidas de calor pero no con entradas o salidas de
exergía.
Para encontrar una expresión para la exergía de un sistema de materia estable, se hace
uso de las definiciones de la primera y segunda ley de la termodinámica. La primera Ley
de la termodinámica, aplicada a una masa específica de sustancia (1 kg), se puede
establecer el balance de entropía como:
dh dq dw= − (1.22)
33
siendo h es la entalpía, q es la cantidad de calor transferida y w es el trabajo específico
obtenido o aplicado al sistema. De la segunda ley de la termodinámica se puede obtener:
dq
ds dT
σ= + (1.23)
en donde s es la entropía, T es la temperatura y σ es la pérdida por las irreversibilidades.
Así, para un proceso con parámetros iniciales y finales conocidos se puede escribir:
0h h q w− = − (1.24)
0
qs s
Tσ− = + (1.25)
Multiplicando la Ec. (1.25) por –T0 y sumando con la Ec. (1.24) y reordenando se
puede obtener:
( ) ( ) 00 0 0 0
T qh h T s s q w T
Tσ− − − = − − −
( ) ( ) 00 0 0 01
Th h T s s q w T
Tσ
− − − = − − −
(1.26)
La Ec. (1.26) muestra el balance de exergía para un sistema dado, con condiciones
iniciales y finales definidas, y está definida por los siguientes términos:
• Variación de exergía entre los flujos de entrada y salida:
( )0ent sal ent sal ent salb b h h T s s− = − − − (1.27)
• Exergía transferida, asociada al calor transferido:
01q
Tb q
T
= −
(1.28)
34
• Exergía pura, que es igual al trabajo realizado o potencia obtenida:
purab w= (1.29)
• Tasa de destrucción de exergía:
0destb T σ= (1.30)
Se considera el flujo estable de materia de trabajo en un estado definido por su energía
interna u, volumen específico v, entropía específica s, temperatura T y presión p. Los
parámetros en equilibrio con el ambiente (en estado muerto) serán u0, v0, s0, T0 y p0. Para
determinar la exergía de flujo de materia es necesario calcular el máximo trabajo que
puede ser obtenido en el proceso de transición de un estado dado a un estado de equilibrio
con el ambiente.
( )0 0 0 0b h h T s s h T s const= − − − = − + (1.31)
En su forma diferencial es:
0db dh T ds= − (1.32)
La cantidad b es una función termodinámica especial. Es peculiar ya que su valor no
solamente es definido por los parámetros de materia sino también por los parámetros del
ambiente.
35
CAPITULO II: EL CICLO COMBINADO COMO ALTERNATIVA DE
EFICIENCIA ENERGÉTICA
En los últimos 20 años el Producto bruto Interno del Perú ha crecido a un ritmo
aproximado del 6% anual, crecimiento que se encuentra sustentado en el dinamismo de
diversas actividades (minería, industria, manufactura, entre otras); siendo una de las
economías que más crece en América Latina y mantiene una inflación baja y estable. Este
crecimiento, a su vez, se ve reflejado en la mayor demanda eléctrica. En efecto, las ventas
de energía han crecido en promedio en un 8.1% cada año en el referido periodo,
presentándose en el caso de algunas regiones un crecimiento bastante mayor, sobre todo en
la zona norte del país, según reporta el Organismo Supervisor de la Inversión en Energía y
Minería (OSINERGMIN, 2011) [6]. Las proyecciones estimadas del crecimiento de
demanda por electricidad están entre 5.6% y 7.4% anual hasta el 2015.
Ninguna de las formas conocidas de generación logra una eficiencia del 100% con
respecto a la generación de la energía producida a energía eléctrica. El ciclo combinado
consiste en utilizar justamente la energía desperdiciada tratando de lograr que la eficiencia
se incremente. Mediante la generación de ciclo combinado, se genera energía eléctrica y se
aprovecha el calor o vapor generado (energía térmica) para otros fines, por lo general,
industriales o domésticos. Así mismo, las empresas podrían utilizar la cogeneración de tal
modo que, paralelamente al desarrollo de su proceso productivo, puedan generar energía
eléctrica para su autoconsumo, e incluso, vender la energía excedente generada al sistema
eléctrico público. El beneficio generado por la mayor eficiencia no solo se ve reflejado en
menores costos y mayores ingresos, sino que se reduce el impacto ambiental.
2.1.EL GAS NATURAL EN LA GENERACIÓN ELÉCTRICA
Para que el rubro de generación eléctrica sea una actividad potencialmente
competente, el gobierno peruano fomentó una serie de mecanismos de mercado para la
formación de precios. El ingreso del gas natural al mercado fue un factor importante para
incrementar la producción de energía eléctrica e impulsar nuevos proyectos de generación
eléctrica.
36
La explotación del gas natural en el Perú, ha ayudado a incrementar la potencia
eléctrica instalada. Actualmente, las reservas de gas natural representan la mayor
proporción de energía primaria en el Perú con un porcentaje de 45.1% [6], siendo que hay
nueve plantas de producción de gas natural. Las reservas del Perú están entre 12 y 25
billones de pies cúbicos, con una vida estimada de aproximadamente 40 – 50 años.
Además, hay 59 proyectos de petróleo y gas en exploración. La mayoría de las reservas de
gas natural se encuentran en Camisea (89% del total). También concentra el 95% del
volumen de producción actual y posee 98% de las reservas de líquidos derivados de gas
natural. El estado viene trabajando en desarrollar la red de abastecimiento de gas. Así, el
gas natural se ha convertido en la clave para mantener las condiciones económicas y el
dinamismo de la cadena productiva.
OSINERGMIN presento un proyecto de ley “Procedimiento para la determinación del
incentivo a la contratación del Servicio Firme y eficiencia en el uso del gas natural”, que
tiene como objetivo incentivar la contratación del gas natural en la modalidad de servicio
firme para las centrales eléctricas e incrementar la eficiencia en el uso del gas natural vía
centrales termoeléctricas de alto rendimiento térmico, como las centrales de ciclo
combinado.
En la actualidad, el segundo rubro importante de empleo del gas natural (después de la
exportación que representa casi el 60% de la producción total) es el sector de generación
eléctrica que actualmente presenta un grado de ineficiencia comparativo muy elevado. Las
turbinas de ciclo simple y ciclo combinado presentan un rendimiento de aproximadamente
33% y 55% frente a un rendimiento superior al 70% que ofrecen otros sistemas de
cogeneración.
Considerando el consumo específico por tipo de central de generación eléctrica y los
precios máximos a los que el gas de Camisea será vendido, es posible demostrar la
competitividad del gas natural frente a otros combustibles utilizados por dichas centrales.
Así, si el gas fuera utilizado en una central de ciclo simple (CS), el gas natural sería
competitivo con todos los combustibles a excepción del carbón. En cambio, si el gas
natural fuese utilizado en una central de ciclo combinado (CC) resultaría ser más
competitivo que todo el resto de combustibles (OSINERG, 2004) [7].
37
2.2. CICLO DE POTENCIA A GAS. CICLO BRAYTON
Las turbinas a gas son máquinas térmicas rotativas de combustión interna a flujo
continuo. Si bien se le llama ciclo termodinámico, en realidad el fluido de trabajo no
realiza un ciclo completo dado que el fluido que ingresa es aire y el que egresa son gases
de combustión, o sea en un estado diferente al que se tenía cuando se inició el proceso, por
eso se dice que es un “ciclo abierto”.
En la Fig. 2.1 se muestra el esquema de la instalación (izquierda) y el proceso
termodinámico en el diagrama T – s, tanto para el ciclo ideal (área 1,2T,3T,4T,1), como para
el ciclo real (área 1,2,3,4,1). La desviación del comportamiento real del compresor y de la
turbina respecto al comportamiento isoentrópico ideal se debe a las irreversibilidades que
aparecen en el proceso de compresión del aire y expansión de los gases.
Figura 2.1 – Esquema de la instalación y diagrama T – s del ciclo Brayton
Fuente: Cengel y Boles, 2012 [5]
El ciclo Brayton puede considerarse como un ciclo que comprende cuatro procesos:
Proceso de compresión.- proceso representado condicionalmente por la línea 1 -2, donde
el aire es tomado del medio ambiente y comprimido en el compresor.
Proceso de adición de calor.- Proceso a presión constante, representado por la línea 2 – 3,
que ocurre en la cámara de combustión. En la cámara se quema combustible que produce
Tmáx
s
T p2= const
p1= const
2
4T
3T
2T
1
4
3
Caída de presión en la entrega de calor
Caída de presión en la extracción de calor
C T
CC
G
1
2 3
4
C – Compresor CC – Cámara de combustión T – Turbina G - Generador
38
una reacción exotérmica, elevando el contenido energético de los gases, que son los
productos de la combustión.
Proceso de expansión de los gases.- Proceso representado por la línea 3 -4 y que se
produce en la turbina de la instalación.
Proceso de extracción de calor.- representado condicionalmente por la línea 4 – 1, ocurre
a presión constante en donde los gases de combustión son expulsados al medio ambiente.
Como el flujo que atraviesa por los diferentes componentes de la instalación son flujos
estacionarios y siendo los cambios de energía cinética y potencial despreciables, el balance
de energía por unidad de masa puede expresarse mediante la siguiente relación:
( ) ( )E S E S S Eq q w w h h− + − = − (2.1)
siendo , ,E E Eq w h el calor, trabajo y entalpia respectivamente a la entrada y , ,S S Sq w h el
calor, trabajo y entalpia a la salida del proceso analizado.
Por tanto, para el ciclo ideal e isoentrópico, la transferencia de calor hacia el fluido y
desde el fluido de trabajo será:
( )3 2 3 2E T T p T Tq h h c T T= − = − (2.2)
( )4 1 4 1S T p Tq h h c T T= − = − (2.3)
La eficiencia térmica del ciclo Brayton ideal, considerando que el fluido de trabajo es
aire, puede ser determinada por:
( )( )
( )( )
4 1 1 4 1
3 2 2 3 2
11 1 1
1p T Tneto E S S
idealE E E p T T T T T
c T T T T Tw q q q
q q q c T T T T Tη
− −−= = = − = − = −
− − (2.4)
Como los procesos i – 2 y 3 – 4 son isoentrópicos, entonces 2 3p p= y 4 1p p= , por lo
que se puede establecer:
39
1 1
3 32 2
1 1 4 4
k k
k kTT
T
p TT p
T p p T
− −
= = =
Al sustituir estas ecuaciones en la relación de eficiencia térmica (Ec. 2.4) y luego de
simplificar se obtiene:
21
1
11ideal k
k
pr
pr
η−
= − = (2.5)
siendo r la relación de compresión y k la relación de calores específicos.
Para el caso del ciclo Brayton real, la desviación del comportamiento real del
compresor y de la turbina del comportamiento isoentrópico ideal puede ser considerado
adecuadamente si se tiene en cuenta las eficiencias isoentrópicas del compresor y de la
turbina, definidas como:
2 1
2 1
C ideal TC
C real
w h h
w h hη
−= ≅
− (2.6)
3 4
3 4
T realT
T ideal T T
w h h
w h hη
−= ≅
− (2.7)
Donde los estados representados por números con subíndice T corresponden a las
condiciones ideales y los estados representados sólo con un número corresponden a las
condiciones reales.
La eficiencia real se puede obtener por medio de la siguiente relación:
neto real T real C real T ideal T C ideal Creal
E E E
w w w w w
q q q
η ηη
− −= = =
Al ser las eficiencias del compresor y de la turbina menores que la unidad será
evidente que el trabajo neto real será menor que el trabajo neto ideal, por lo tanto:
40
real idealη η< (2.8)
2.3. CICLO DE POTENCIA A VAPOR. CICLO RANKINE
Las instalaciones de potencia de vapor de agua trabajan fundamentalmente con el
mismo ciclo básico Rankine, tanto si el suministro de energía viene de la combustión de
combustibles fósiles (carbón, gas o petróleo), como si proviene de un proceso de fisión en
un reactor nuclear. El ciclo de vapor de agua se diferencia de los ciclos de potencia de gas
debido que en algunas partes de los procesos en el ciclo, se hallan presente tanto la fase
liquida como la fase de vapor.
Un ciclo de potencia eléctrica moderno a gran escala resulta bastante complicado en
cuanto a los flujos de masa y energía. Para simplificar la naturaleza de estos ciclos se
analiza un modelo sencillo, que proporciona información cualitativa importante sobre la
mayoría de los parámetros que afectan al funcionamiento del ciclo en su conjunto de las
plantas de potencia de vapor bajo los principios del ciclo Rankine. En la Fig. 2.2 se
muestra el esquema de la instalación y el diagrama temodinámico T s− para una
instalación de vapor que trabaja bajo un ciclo Rankine.
Figura 2.2 – Esquema de una instalación a vapor (izquierda) y diagrama T s− del ciclo
Rankine (derecha). Fuente: Çengel y Boles, 2012 [5]
1
2
3
4
2T
4T
s
T
Turbina
Generador
Bomba
Condensador
Caldera
Agua de enfriamiento
4
3
2 1
41
El ciclo ideal de potencia de vapor de agua se compone de procesos de transferencia
de calor a presión constante (hacia el fluido de trabajo en el generador de vapor y desde el
fluido de trabajo en el condensador) y de procesos de trabajo adiabático (adición de trabajo
por la bomba y entrega de trabajo por la turbina).
El ciclo Rankine está compuesto de los siguientes procesos:
Proceso de compresión del agua de alimentación.- representado por la línea 1 – 2 y que
se realiza por medio de una bomba, que desarrolla una presión superior a la presión
nominal (aproximadamente en 15 a 20%)
Proceso de entrega de calor.- representado por la línea 2 – 3, ocurre a presión constante
en la caldera o generador de vapor, se produce el cambio de fase de líquido a vapor. El
vapor se recalienta hasta alcanzar la temperatura nominal. El calor se obtiene de la
combustión del combustible en la caldera.
Proceso de expansión.- representado por la línea 3 -4, ocurre en una turbina, el vapor se
expande desarrollando trabajo en el eje de la turbina. El proceso de expansión
generalmente se produce hasta una fase húmeda (vapor húmedo) con calidad entre 60 –
85%.
Proceso de extracción de calor.- representado por la línea 4 – 1, y se realiza en el
condensador, que generalmente trabaja bajo una presión de vacío constante. El vapor
agotado que llega de la turbina se enfría con agua fría, hasta condensarse por completo,
hasta el estado líquido saturado a la presión de la salida de la turbina.
En un ciclo ideal, el trabajo de la bomba de alimentación y de la turbina son
isoentrópicas, mientras que en la caldera y el condensador no se realiza ningún trabajo.
Así, para los diferentes componentes de la instalación, para cada kilogramo de fluido se
puede escribir:
Trabajo de la turbina: 3 4T ideal Tw h h= − (2.9)
Trabajo de la bomba: 2 1 2 1( )B ideal Tw h h v p p= − = − 4 (2.10)
Trabajo útil: ( ) ( )3 4 2 1neto ideal T Bw w w h h h h= − = − − − (2.11)
4 Si se considera que el líquido es incompresible, la densidad permanece constante, entonces el trabajo de
la bomba puede calcularse como ( )2
2 11w vdp v p p= = −∫ .
42
Calor entregado en la caldera: 3 2E Tq h h= − (2.12)
Calor retirado en el condensador: 4 1R Tq h h= − (2.13)
La eficiencia del ciclo ideal Rankine puede determinarse por la relación:
( ) ( )3 4 2 1
3 2
neto ideal T Tideal
E T
w h h h h
q h hη
− − −= =
− (2.14)
La diferencia entre el ciclo real e ideal de Rankine está dado por las irreversibilidades
de los procesos, entre ellas, las pérdidas hidráulicas por fricción del fluido en las tuberías,
las pérdidas de calor del vapor cuando circula por los componentes del sistema, así como
las irreversibilidades en la bomba y la turbina. Para valorar estas pérdidas se utiliza el
concepto de eficiencia isoentrópica de la turbina y de la bomba, siendo ellas:
3 4
3 4
T realT
T ideal T
w h h
w h hη
−= =
− (2.15)
2 1
2 1
B ideal TB
B real
w h h
w h hη
−= =
− (2.16)
Al igual que en el ciclo Brayton, en el ciclo Rankine la eficiencia del ciclo real será
menor que la eficiencia del ciclo ideal.
2.4. CICLO COMBINADO DE POTENCIA
Un ciclo combinado es un sistema termodinámico que comprende dos o más ciclos
de potencia, cada uno usando un fluido de trabajo diferente. Combinando dos ciclos de
potencia independientes puede resultar en mayor eficiencia que operando cada ciclo
independientemente. Para alcanzar mayor eficiencia que cualquiera de los ciclos operando
independientemente, los dos ciclos deben intercambiar energía. El ciclo Brayton para
turbinas de gas y el ciclo Rankine para turbinas de vapor son dos ciclos que se
complementan uno al otro para formar ciclos combinados eficientes. En la Fig. 2.3 se
muestra el esquema de una central térmica de ciclo combinado.
43
Figura 2.3 – Proceso de generación de energía eléctrica en una planta de ciclo combinado.
Fuente: Campo y Moratilla (2010) [8]
El proceso de generación de energía eléctrica en una planta de ciclo combinado
comienza con la admisión de aire desde el exterior, el cual es conducido al compresor de la
turbina de gas, a través de sucesivas etapas de filtrado, para ser comprimido y, a
continuación, mezclado con el combustible, generalmente gas natural, en la cámara de
combustión. En ésta, tras iniciarse y mantenerse el proceso de combustión, se produce de
forma continua la oxidación del combustible en presencia de oxígeno. El resultado es un
flujo de gases calientes que, al expandirse, hacen girar la turbina de gas proporcionando
trabajo útil; un alternador permite transformar dicho trabajo útil en energía eléctrica.
Los gases de escape que son expulsados de la turbina de gas (600 °C) conservan aún
una parte importante de la energía térmica que adquirieron en la combustión,
aproximadamente el 60%, por lo que pasan para su aprovechamiento a la caldera de
recuperación de calor, donde se extrae la mayor parte del calor aún disponible en los gases
de escape produciendo vapor de agua a presión en las condiciones requeridas por la turbina
de vapor. Posteriormente son conducidos a la chimenea de evacuación, donde son
liberados a la atmósfera a una temperatura muy inferior (entre 90 °C y 100 °C).
44
El vapor que sale de la turbina de vapor pasa a un condensador donde se transforma en
agua. Este condensador es refrigerado mediante aire o agua, de forma que se consigue la
disipación del calor latente contenido en el vapor al agua de enfriamiento o a la atmósfera.
Posteriormente, el agua resultante de la condensación es bombeada a alta presión hasta la
caldera de recuperación para iniciar nuevamente el ciclo agua-vapor.
En la Fig. 2.4 se muestra el diagrama termodinámico en el sistema T s− , para el ciclo
combinado.
Figura 2.4 – Esquema de instalación de ciclo combinado (izquierda) y diagrama T s−
(derecha). Fuente: Çengel y Boles, 2012 [5]
El rendimiento térmico del ciclo combinado mostrado en la Fig. 1.4, es igual al
cociente entre la suma de las dos potencias de salida y el flujo de calor suministrado al
ciclo de la turbina de gas, es decir:
neto ciclo gas neto ciclo vaporCOMB
E ciclo gas
w w
qη
+= (2.17)
Cámara de combustión
Turbina a vapor
Turbina a gas Compresor
CICLO DE GAS
Bomba
Caldera de recuperación
CICLO DE VAPOR
Condensador
T
s
6
7
8
9
5
2
1
3
4 1
2 3
4
5
6 7
8 9
CICLO DE GAS
CICLO DE VAPOR
45
En la caldera de recuperación, donde no se genera calor ni trabajo y despreciando las
variaciones de las energías cinética y potencial, haciendo el balance de energía se obtiene:
( ) ( )8 9 3 2ENTRADA SALIDA gas vaporQ Q m h h m h h= ⇒ − = −& & (2.18)
siendo gasm& el gasto másico de gas que sale de la turbina o grupo de turbinas a gas e
ingresa a la caldera de recuperación y vaporm& el gasto másico de vapor que se genera en la
caldera de recuperación.
Existen muchos esquemas termodinámicos de sistemas de cogeneración para el mejor
aprovechamiento y el aumento de la eficiencia del uso de la energía de los combustibles.
Uno de ellos es el esquema que permite generar energía eléctrica y energía térmica para
procesos industriales, que está compuesto por una turbina a gas, una caldera de
recuperación y una turbina a vapor de contrapresión. La turbina a gas es utilizada para
generar energía eléctrica y los gases que salen de ella son conducidos a la caldera de
recuperación donde se genera vapor, que luego es direccionado a una turbina a vapor. El
vapor se expande hasta determinados parámetros en la turbina a vapor generando energía
eléctrica y luego es extraído totalmente y distribuido a diferentes usuarios dentro de la
industria, proporcionando calor para diversos procesos industriales.
La viabilidad de este sistema de cogeneración está asociada a las preguntas sobre los
índices energéticos y los costos de producción de electricidad y del vapor de proceso.
Existen dos regímenes de trabajo de los sistemas de cogeneración que son: paridad
eléctrica y paridad térmica. La paridad eléctrica es más simple de satisfacer ya que solo
basta elegir equipo o sistema de generación eléctrica, a partir de los catálogos
proporcionados por los diversos fabricantes; mientras que la paridad térmica requiere de
sistemas termodinámicos apropiados así como los cálculos de los índices energéticos y
termo-económicos que posibiliten la viabilidad de estos sistemas [9].
La viabilidad de la implementación de la cogeneración se da cuando existe una
demanda de calor de cierta magnitud y características, siendo también relevantes otros
factores tales como la calidad de la solución tecnológica adoptada, los costos de capital que
46
involucra, las tarifas de combustible y de energía eléctrica, y el marco legal vigente, entre
las principales. En resumen, el desempeño de una central térmica de ciclo combinado
resulta casi un 55% más eficiente que el de una de ciclo simple respecto del consumo de
gas, por lo que su impacto en el cambio climático es mucho menor [10].
2.5. CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR (HRSG)
La caldera de recuperación (Heat Recovery Steam Generator, HRSG) es uno de los
componentes importantes de los ciclos combinados. Son equipos de transferencia de calor
con el fin principal de recuperar el calor de los gases que escapan de la turbina o grupo de
turbinas a gas y generar vapor que luego será utilizado en un ciclo de potencia de vapor.
Las calderas de recuperación son usadas ampliamente en cogeneración o en plantas de
ciclo combinado para recuperar la energía contenida en los gases de combustión,
producidos generalmente de turbinas a gas, hornos industriales, gases de motores de
combustión, los cuales son ampliamente utilizados en plantas químicas, refinerías y plantas
industriales como una fuente de potencia.
Las calderas de recuperación se clasifican en dos grandes grupos:
a) Sin combustión suplementaria (unfired), donde solo se produce la transferencia de
calor de los gases que fluyen por ella y
b) Con combustión suplementaria o post combustión (fired), en donde se realiza una
quema suplementaria de combustible para elevar el contenido energético de los
gases y obtener vapor con parámetros más altos de temperatura y presión.
Por lo general, las calderas de recuperación pueden generar vapor de proceso a baja
presión (en plantas de cogeneración) o vapor sobrecalentado a alta presión y alta
temperatura para uso en turbinas de vapor (en plantas de ciclo combinado). La caldera de
recuperación es el equipo más importante y responsable del éxito de las centrales eléctricas
de ciclo combinado. En ella se hacen todas las mejoras posibles con el fin de obtener la
utilización máxima de los productos de combustión desechados por la turbina de gas [11].
47
Las calderas de recuperación de calor sin combustión suplementaria se diferencian
de las calderas convencionales, citándose entre estas diferencias [11]:
• Una mayor cantidad de gases que fluyen a través de ella.
• Utiliza gases de escape relativamente limpios, producidos por la combustión de gas
natural, nafta o petróleo que usualmente son quemados en las turbinas a gas.
• Debido a la baja temperatura de los gases que entran a la caldera de recuperación
(400 a 600 ºC en modo unfired) y asociado a las bajas diferencias de temperatura
media en diferentes secciones, tales como el sobrecalentador, evaporador y
economizador; son necesarias grandes áreas de superficie, requiriéndose por ello
tubos aleteados para hacer más compacta la caldera.
• En calderas de recuperación con post-combustión, los gases de escape contienen
alrededor de 14 a 16% de oxígeno en volumen, lo que permite la quema de
combustible sin usar aire adicional, mejorando la utilización de combustible y
generación de vapor con eficiencias cercanas a 100%.
• Facilidad de generar vapor a presiones múltiples permitiendo la recuperación de
calor a temperaturas más bajas, siendo posible encontrar 2 ó 3 niveles de presión en
plantas de gran potencia.
• Las variaciones de flujo y temperatura de los gases que fluyen por ella, debido a
carga o condiciones ambientales, afectan significativamente su funcionamiento.
• Se pueden diseñar de diferentes tipos, tales como circulación natural, forzada y de
paso único, de flujo de gas horizontal o vertical.
Por otra lado, desde el punto de vista de diseño y constructivo, una caldera de
recuperación es diferente de una caldera de combustión. En las calderas de recuperación la
temperatura de los gases es relativamente baja (no mayor de 600ºC) y su mecanismo de
transferencia de calor es dominado por la convección, mientras que en las calderas
convencionales, se tiene una zona de llama donde las temperaturas pueden superar los
2000 ºC, donde dominan los fenómenos de radiación sobre la convección. Estas
temperaturas afectan a los tubos que conducen el agua y vapor, afectando su resistencia.
Por estas causas, en una caldera de recuperación es posible [11]:
• Realizar la disposición en contracorriente, y en particular poner el sobrecalentador
en contacto con los gases que tienen temperatura más elevada; a diferencia de una
48
caldera de combustión en donde el sobrecalentador debe quitar calor a la zona de
llama que irradia solo los tubos del evaporador más fácil de controlar
térmicamente;
• Realizar una zona dedicada a la evaporación con simple haz de tubos, en el cual el
intercambio térmico sucede por convección, en lugar que con la pared de
membrana que circunda la zona de llama;
• Utilizar al menos para el evaporador y el economizador, tubos aleteados que hacen
la construcción bastante más compacta y económica.
2.5.1. TRANSFERENCIA DE CALOR EN LA CALDERA DE RECUPERACIÓN
En su forma más simple, un ciclo combinado está compuesto de un ciclo Brayton
simple (ciclo superior) y un ciclo Rankine simple (ciclo inferior). Generalmente, este ciclo
combinado simple es de un solo nivel de presión.
La caldera de recuperación de calor de un ciclo combinado simple es un equipo donde
se produce la transferencia de calor entre los gases que son expulsados de la turbina a gas y
el fluido (agua o vapor) del ciclo de potencia a vapor. Consta generalmente de tres partes:
a) Economizador.- donde se produce el calentamiento del agua líquida proveniente de
la bomba de alimentación hasta una temperatura levemente inferior a la de
saturación a la presión dada,
b) Evaporador.- donde se produce el cambio de fase, evaporándose el agua que se
convierte en vapor saturado, y
c) Sobrecalentador.- donde el vapor saturado es recalentado hasta las condiciones
nominales exigidas a la entrada de la turbina a vapor que normalmente tienen una
calidad de vapor de 1.
Entonces, existe una separación física de estas tres partes para hacer frente a estas
tres operaciones. En la Fig. 2.5 se muestra el proceso de intercambio térmico, para un caso
concreto. En esta figura, se muestra un diagrama Temperatura (T) versus Potencia térmica
intercambiada (Q) en una caldera de recuperación. En este diagrama T Q− se observa que
el paso de flujos es a “contracorriente”, en donde los gases se mueven de abajo hacia arriba
y el agua vapor se mueven de arriba hacia abajo
49
Fig. 2.5 – Diagrama de recuperación térmica en una caldera de recuperación.
Fuente: Ganapathy, 2003 [11]
Esta configuración de flujos permite:
• Poder sobrecalentar el vapor en beneficio del rendimiento del ciclo,
• Poder aprovechar la fase de precalentamiento del líquido para recuperar una cuota
posterior de calor de los gases, siendo motivo que este intercambiador se llame
"economizador" (en analogía con la caldera de combustión).
La posibilidad de precalentar el líquido aprovechando el contenido térmico (de otro
modo irrecuperable) de los gases salientes de la sección de evaporación es similar al
concepto de extracción regenerativa, ampliamente utilizado en el ciclo de vapor
convencional. De otra manera, los gases todavía calientes se disiparían al medio ambiente
generando una pérdida de potencia en la turbina de vapor.
2.5.2. VARIABLES DEL PERFIL DE TEMPERATURA
Los perfiles de temperatura de una caldera de recuperación de calor muestran la
cantidad de calor transferido en cada sección del generador de vapor y las temperaturas del
60 40 20 0
500
400
300
200
100
0 100 80
Potencia térmica intercambiada, %
Línea de enfriamiento de los gases
Pre-calentamiento
Sobre- calentamiento
Evaporación
∆T del “pinch point”
∆T del “approach point”
∆T del “over heating”
50
gas, agua y vapor en cada punto característico de los componentes. En la Fig. 1.5 se nota
que el intercambio térmico entre el gas y el vapor es caracterizado por tres diferencias
significativas de temperatura T∆ :
• El PPT∆ del “pinch point” que representa la mínima diferencia de temperatura T∆
en la evaporación, es decir; la diferencia entre la temperatura del gas saliente en la
zona del evaporador y la temperatura de evaporación del agua en el domo a la
presión dada.
• El APT∆ del “approach point”, que es la diferencia entre la temperatura de
evaporación del agua en el domo a la presión dada y la temperatura del agua
saliente del economizador.
• El OHT∆ del “over heating”, que representa la mínima diferencia T∆ en el
sobrecalentamiento, es decir; entre la temperatura del gas que entra al generador de
vapor y la máxima temperatura con la cual el vapor sobrecalentado sale de la
caldera de recuperación de calor.
Los dos primeros establecen las diferencias de temperatura que están a la base del
proyecto térmico de la caldera de recuperación de calor, mientras SCT∆ es necesario para
evitar el riesgo de inicio de evaporación en los tubos del economizador (condición de
funcionamiento no nominal), que implicaría un “bloqueo” temporáneo de caudal en los
tubos a causa del volumen ocupado por el domo de vapor y consiguiente oscilación de la
presión. El SCT∆ , frecuente varía entre 10 - 15 ºC, influye en las prestaciones del ciclo y su
aumento disminuye el calor sustraído a los gases en el economizador. La influencia en las
prestaciones de APT∆ y de PPT∆ son incluso más evidentes, porque al aumentar el APT∆
disminuye la temperatura máxima del ciclo de vapor y por tanto su rendimiento, mientras
al aumentar el PPT∆ , aumenta la temperatura de descarga de los gases a igual temperatura
de evaporación, EVT , y disminuye el grado de recuperación térmica, el caudal de vapor
producido y por tanto, la potencia del ciclo vapor.
Se debe indicar que la reducción de PPT∆ , así también como de APT∆ y SCT∆ ,
conlleva al incremento de la superficie de intercambio de calor en la caldera. Así por
ejemplo, la reducción del “pinch point” de 10ºC a 5ºC lleva al incremento de la superficie
51
en 91%. Más aún, en el proyecto del evaporador, el PPT∆ es el más importante, tanto igual
como el APT∆ ; ya que influye en el aumento de la superficie de transferencia y por ende,
del costo de la caldera de recuperación. La determinación del valor más conveniente de
PPT∆ como de APT∆ es un típico problema de optimización técnica y económica.
La variación de la potencia desarrollada, y por tanto la eficiencia de recuperación del
ciclo inferior, son fácilmente comprensibles también en términos del análisis entrópico: el
aumento de T∆ en el intercambio térmico es una de las clásicas causas de irreversibilidad.
2.5.3. ELECCIÓN DEL PINCH, APPROACH Y OVER HEATING POINTS
Los valores del “pinch point”, “approach point” y “over heating” no se pueden elegir
arbitrariamente, ya que puede resultar en un cruce de temperaturas. En la Fig. 2.6 se
muestra el diagrama de intercambio de calor entre las corrientes de gas, por un lado y agua
y vapor, por otro.
Figura 2.6 – Diagrama de intercambio térmico en una caldera de recuperación de un nivel
de presión. Fuente: Ganapathy, 2003 [11]
Tg1
Pre-calentamiento
Sobre-calentamiento Evaporación
∆T del “pinch point”
∆T del “over heating point”
Tg2
Tg3
Tg4 ∆T del
“approach point”
tw1
tw2
tev ts1
ts2
52
La determinación de estos valores se efectúa a través de un balance energético a través
de los componentes de la caldera de recuperación. Así, al efectuar el balance de energía en
el sobrecalentador – evaporador se tiene:
( ) ( ), 1 3 2 2SC EV g p g g g V s wQ m c T T m h h− = − = −& & (2.19)
siendo gm& y Vm& los flujos másicos de gas y vapor, respectivamente; ,p gc el calor
específico del gas a presión constante, 1gT y 3gT las temperaturas del gas a la entrada de la
caldera de recuperación y a la salida del bloque evaporador, y 2sh y 2wh la entalpia del
vapor a la salida de la caldera de recuperación y entalpia del agua a la entrada al
evaporador.
Efectuando el balance de energía en toda la caldera de recuperación se obtiene:
( ) ( ), 1 4 2 1HRSG g p g g g V s wQ m c T T m h h= − = −& & (2.20)
Se debe indicar que en las ecuaciones (1.19) y (1.20) no se han tenido en cuenta las
pérdidas de calor ni la variación del calor especifico del gas. Al dividir estas expresiones se
obtiene:
1 3 2 2
1 4 2 1
g gSC EV s w
HRSG g g s w
T TQ h hK
Q T T h h−
− −= = =
− − (2.21)
donde K es una constante para los parámetros de vapor en consideración. Para que ocurra
la generación de vapor ocurra se debe satisfacer dos condiciones:
3g evT t≥ y 4 1g wT t≥ (2.22)
Si el “pinch point” o el “approach point” son elegidos arbitrariamente, es probable que
4gT pueda ser más bajo que 1wt , provocando una situación de temperaturas cruzadas.
Sustituyendo evt por 3gT y 1wt por 4gT se puede obtener la temperatura crítica de entrada
53
1g cT , por encima de la cual la temperatura del agua de alimentación gobierna el perfil de
temperaturas y por debajo de la cual el “pinch point” gobierna el perfil de temperaturas:
11 1
ev wg c
t K tT
K
− ⋅=
− (2.23)
El “pinch point” tiene que ser elegido del tal forma que el evaporador de la caldera de
recuperación sea de tamaño razonable y que pueda ser construido y transportado. Si se
elige un valor muy bajo, entonces el área de superficie requerida podría ser demasiado
grande. La elección de un valor alto, se corre el riesgo de no recuperar energía suficiente
de la corriente de gas.
La elección del “pinch point” y “approach point” son también afectados por el tipo de
superficie usada, es decir, si se usa tubos lisos o aleteados. Con tubos lisos, es difícil
obtener un “pinch point” menor de 60 a 80 ºC; el número de filas de tubos sería demasiado
y por lo tanto la caída de presión del gas sería muy alta.
Los valores frecuentes del “over heating point” encontrados en la práctica de centrales
de ciclo combinado están entre 25 a 50 ºC. Para una aplicación con turbinas de gas, los
valores del “pinch point” y “approach point” se encuentran en el intervalo de 5 a 10 ºC.
Para una aplicación de corriente de gases sucios, tales como desechos de sólidos; con una
temperatura de entrada del gas de 800 a 1000 ºC, el valor razonable del “pinch point” está
entre 70 a 80 ºC y el “approach point” entre 20 a 40 ºC.
54
Figura 2.7 – Diagrama de intercambio térmico de la caldera de recuperación de tres nivel de presión – Vogt Nem
TRANSFERENCIA DE CALOR EN EL HRSG OPERANDO CON FUEGO ADICIONAL
51.1
163.8
101.4
357.5
643.6
557.7
161.6
234.5
167.7
167.7
309.6
240.5
227.5240.5
162.9
549.2
442.2
482.0
548.4
312.0
322.4
322.4
164.8
345.0
419.7
475.5
550.1
546.2
0
100
200
300
400
500
600
0510152025TRANSFERENCIA DE CALOR
T
EM
P.(
°C)
GASES DE COMBUSTION
LP
IP
HP
PRECALENTADO
RECALENTADO
Atemperación
intermedia
Atemperación
final
55
2.6. ACTUALIDAD DE LA TECNOLOGÍA DEL CICLO COMBINADO.
Para satisfacer la demanda de energía eléctrica que el avance de la sociedad exige, se
ha impulsado el desarrollo de las energías renovables (entre las que destacan la eólica y la
solar) que, dados sus costos, capacidad y variabilidad de suministro, no pueden hacer
frente de forma fiable el importante crecimiento de la demanda. Esta circunstancia, unida a
los compromisos internacionales de disminuir la contaminación ambiental, confiere un
carácter imperativo a la implantación de tecnologías que funcionen con combustibles
fósiles cuya eficiencia sea mayor y cuyas emisiones hagan de esta una tecnología más
limpia. Por ello, las centrales térmicas de ciclo combinado son una gran alternativa, ya que
son capaces de dotar al sistema eléctrico de la seguridad y fiabilidad necesaria [10].
La tecnología de generación eléctrica con ciclos combinados es una de las tecnologías
más eficientes y con menor impacto ambiental, y, por esta razón, está ya ampliamente
extendida en el mundo. Se trata de un sistema que permite la sustitución, junto a las
energías renovables, de los ya sistemas tradicionales, con la consiguiente reducción de
emisiones. Su menor impacto medioambiental es caracterizada por sus emisiones
específicas por cada kWh de energía eléctrica generada, las cuales son mucho menores que
las producidas por las centrales térmicas convencionales,
La ventaja termo-energética de esta tecnología se debe a que combina el potencial
directo de la combustión, generalmente de gas natural, y el del vapor que se obtiene por
reutilización de los gases residuales de dicha combustión, todavía calientes, para generar
electricidad. La eficiencia combinada de todo el proceso está comprendida entre el 55% y
el 60%, frente al entre el 30% y el 40% de las plantas de energía eléctrica que utilizan una
sola etapa de transformación de la energía contenida en el combustible. Es decir, que a
partir de una misma fuente energética primaria (combustible), se obtiene electricidad en
dos etapas. La primera, basada en turbina de gas, que genera directamente electricidad a
partir de la combustión. Y la segunda, que reutiliza en una caldera de recuperación de calor
la energía contenida en los gases calientes que salen de la primera etapa para generar vapor
de agua, el cual se aprovecha mediante turbina de vapor para generar más electricidad.
56
Básicamente, un ciclo combinado está compuesto por una turbina de gas, una caldera
de recuperación de calor, una turbina de vapor, un condensador y un generador eléctrico,
además de todos los equipos y servicios auxiliares requeridos por el sistema y la planta
para obtener un sistema capaz de producir electricidad. Las centrales térmicas de ciclo
combinado pueden clasificarse atendiendo al tipo de combustible que utilizan y, por otro
lado, según la configuración y disposición de sus equipos principales.
De acuerdo al tipo de combustible utilizado, las plantas de ciclo combinado pueden
ser de gas natural, gasóleo, o mixtas, aunque se preferirá normalmente la utilización de gas
natural por ser éste el combustible fósil más limpio disponible: no contiene azufre y
produce menos CO2 para la misma energía generada (menor relación C/H). Así, en el caso
de las centrales de ciclo combinado mixtas, el combustible base utilizado prácticamente
durante todo el tiempo de operación será el gas natural y el combustible alternativo, al que
se recurrirá exclusivamente en caso de emergencia, será el gasóleo.
En cuanto a su configuración, una planta de ciclo combinado puede disponer de una
o varias turbinas de gas, conectadas a su propia caldera de recuperación de calor que, a su
vez, alimentan a sendas o a una única turbina de vapor. Y atendiendo al número de ejes
principales de que consta un grupo de ciclo combinado, se puede hacer una nueva
clasificación en función de la disposición relativa de los ejes de las turbinas de gas y vapor,
si se encuentran en una misma línea y acoplados o no, hablándose en este caso de
configuraciones de eje único y de eje múltiple.
Sus ventajas medioambientales también son mejores. Frente a las centrales térmicas
convencionales, que utilizan carbón o fuel-oil para la combustión, los ciclos combinados
utilizan gas natural como combustible base. Atendiendo a las emisiones específicas por
kWh de energía eléctrica generada, si se considera junto a la utilización del gas natural
como combustible base el efecto de su alta eficiencia, la ventaja aportada por los ciclos
combinados es clara en comparación con la generación convencional a partir de carbón o
fuel-oil, permitiendo alcanzar reducciones promedio de hasta el 60% en las emisiones de
dióxido de carbono (CO2), de hasta el 57% en las de óxidos de nitrógeno (NOx) y la
práctica eliminación de las de compuestos sulfurados y partículas; todo ello para la
obtención de una misma cantidad de energía eléctrica.
57
Para generar una misma cantidad de energía eléctrica, los ciclos combinados precisan
de hasta un 35% menos de consumo de combustible que las centrales convencionales y un
consumo de agua reducido frente al de aquellas (1/3 de lo que consume una central de ciclo
simple de fuel-oil o carbón) debido a que la turbina de gas no precisa de refrigeración
alguna y únicamente se requiere agua para el ciclo de agua-vapor. En la actualidad, las
emisiones de NOx están controladas en los ciclos combinados por el uso de quemadores de
premezcla por vía seca de bajo NOx y las emisiones de CO a través de la reacción completa
en la cámara de combustión, lo que se logra mediante la selección de unos equipos con el
diseño adecuado, el empleo de sistemas de control y monitorización. En cuanto a los
efluentes que se generan, estos son tratados antes de su vertido final. Por otra parte, las
fuentes de ruido en los ciclos combinados, como ventiladores, bombas, turbinas, sistemas
de vapor, torres de refrigeración y transformadores, son mitigadas para cumplir con la
legislación laboral y medioambiental vigente. Los criterios para la mitigación de ruidos
contemplan recintos con medidas especiales de atenuación y silenciadores en la entrada de
aire y salida de los gases de escape.
Además, los ciclos combinados requieren menores plazos de construcción y entrega
que las centrales térmicas convencionales, así como una menor inversión inicial, lo que
permite reducir los plazos de amortización. Existe una gran modularidad y normalización
en su diseño, lo que dota de homogeneidad a la tecnología. Además, presentan mayor
flexibilidad operativa y, con ello, menores tiempos de arranque y parada y mayores
capacidades de regulación, y requieren menos espacio y menor volumen de edificación, lo
que permite reducir su impacto visual y territorial.
58
CAPITULO III: DESCRIPCIÓN DE LA CENTRAL TÉRMICA “SANTA ROSA”
3.1. SITUACIÓN ACTUAL DE LA CENTRAL TÉRMICA SANTA ROSA
La Central Térmica “Santa Rosa” está ubicada en El Cercado de Lima, provincia de
Lima y tiene dos accesos; el primero (principal) está ubicado en el Jr. Ancash en el
Cercado de Lima, mientras que la otra entrada se ubica en la Vía de Evitamiento. Esta
Central básicamente comprende las siguientes instalaciones:
• Instalaciones de suministro de gas natural: punto de alimentación, estación de
regulación y medición.
• Componentes principales de las tres unidades turbo-gas: filtros, compresor, cámara
de combustión, turbina de gas, alternador.
• Estación de transformación. Instalaciones de recepción y almacenamiento de
petróleo Diesel 2.
Figura 3.1 – Ubicación de las unidades de generación TG5, TG6, TG7 y TG8
La Central está conectada al Sistema Eléctrico Interconectado Nacional a través de la
Empresa de Transmisión REP, cuyas instalaciones dentro de la planta comprenden una sub
59
estación: el patio de llaves, una línea de transmisión de 220 kV. Además la planta cuenta
con las siguientes instalaciones:
• Edificio Sala de control.
• Plataforma de recepción y medición de gas.
• Planta de tratamiento de agua.
• Caseta de bombas de sistema contra incendio.
• Edificio Administrativo, comedor y otros.
• Taller de mantenimiento mecánico / eléctrico.
• Planta UTI (Fig. 3.2), Westinghouse (Fig. 3.3) y Siemens (Fig. 3.4).
• Almacén de repuestos.
• Almacén de productos peligrosos.
• Tanques N° 4 y 5 de almacenamiento de Diesel 2.
• Tanques N° 3 de almacenamiento de agua del sistema contra incendio
• Tanques de almacenamiento de agua cruda de la Planta de agua y tanque de agua
desmineralizada.
Figura 3.2 – Esquema de la planta UTI
60
Figura 3.3 – Esquema de la planta Westinghouse
Figura 3.4 – Esquema de la planta Siemens
La Central está conformada por cuatro turbinas a gas: i) dos unidades gemelas con
turbinas tipo aeroderivativa, marca UTI, con potencia total de 105.8 MW; ii) una unidad
con turbina a gas, marca Westinghouse con una potencia de 123.9 MW y iii) una unidad
con turbina a gas, marca Siemens que tiene una potencia de 199.8 MW. Cada una de las
E.R.M
C.C.
G MOTOR
ARRANQUE c T
61
unidades generadoras dispone de sus propios transformadores de poder y de servicios
auxiliares.
3.2. CARACTERÍSTICAS ACTUALES DE LOS EQUIPOS PRINCIPALES
A continuación, se muestran las características de los principales equipos que
conforman los sistemas de generación y sus auxiliares
Cuadro 3.1 – Unidad de generación UTI 5
Cuadro 3.2 – Unidad de Generación UTI 6
5A y 5 B Fabricante Brush Elec. Mach. Ltd.Fabricante Pratt&Whitney Marca Brush Elec. Mach. Ltd.Marca UTI Modelo/Tipo B-DAX 8-300Modelo (GG+FT) FT4C-3F Año de puesta en marcha 10/12/1982Tipo Aeroderivativa Potencia nom. (MW/MVA) 59.6/70.12Serie P686813 Potencia efectiva (MW) 51.55Velocidad 8400 Tensión nominal (kV) 13.8Potencia a nivel del mar (HP) 52300 Corriente (A) 2934Peso (kg) 19500 Frecuencia (Hz) 60Año de puesta en marcha 10/12/1982 Velocidad (rpm) 3600
Peso Kg) 10200
TURBINA A GAS - UTI 5 GENERADOR - UTI 5
6A y 6 B Fabricante Brush Elec. Mach. Ltd.Fabricante Pratt&Whitney Marca Brush Elec. Mach. Ltd.Marca UTI Modelo/Tipo B-DAX 8-300Modelo (GG+FT) FT4C-3F Año de puesta en marcha 10/12/1982Tipo Aeroderivativa Potencia nom. (MW/MVA) 59.6/70.12Serie P686814 Potencia efectiva (MW) 53.41Velocidad 8400 Tensión nominal (kV) 13.8Potencia a nivel del mar (HP) 52300 Corriente (A) 2934Peso (kg) 19500 Frecuencia (Hz) 60Año de puesta en marcha 10/12/1982 Velocidad (rpm) 3600
Peso Kg) 10200
TURBINA A GAS - UTI 6 GENERADOR - UTI 6
62
Cuadro 3.3 – Unidad de generación TG7
Cuadro 3.4 – Unidad de generación TG8
TG8 Fabricante WestinghouseFabricante Westinghouse Marca WestinghouseMarca Westinghouse Modelo/Tipo W501D5AModelo W501D5A Año de puesta en marcha 12/12/1996Tipo Industrial Potencia nom. (MW/MVA) 127.5/150Combustible Diesel Potencia efectiva (MW) 109.36Caudal de gases (CFM) 660000 Tensión nominal (kV) 13.8Temperatura gases escape 543 ºC Corriente (A) 6275Relación de compresión 13.5:1 Frecuencia (Hz) 60Consumo específico (BTU/kW) 9900 Velocidad (rpm) 3600Año de puesta en marcha 12/12/1996 Peso (kg) 102000
TURBINA A GAS - TG7 GENERADOR - TG7
TG8 Fabricante SiemensFabricante Siemens Marca SiemensMarca Siemens Modelo/Tipo SGT6-5000FModelo SGT6-5000F Año de puesta en marcha 02/09/2009Tipo Industrial Potencia nom. (MVA) 215Combustible Gas natural Potencia efectiva (MW) 199.8Caudal de gases (kg/s) 551 Tensión nominal (kV) 16.5Temperatura gases escape 593 ºC Corriente (A) 8459Relación de compresión 18:1 Frecuencia (Hz) 60Consumo específico (kJ/kW) 10.53 Velocidad (rpm) 3600Año de puesta en marcha 02/09/2009 Refrigeración Aire
TURBINA A GAS - TG8 GENERADOR - TG8
63
Figura 3.5 – Vista de Planta de la unidad TG8
Figura 3.6 – Casa de filtros de aire de ingreso a la TG8
64
Figura 3.7 – Chimenea de gases de escape de TG8
Figura 3.8 – Transformador principal de 16.5 kV/220 kV de TG8
65
Además de lo anteriormente mencionado, la planta cuenta con los siguientes sistemas y equipos auxiliares:
• Sistema de Medición y Cromatografía de gas natural.
• Sistema de Suministro de Combustible liquido.
• Sistema de Almacenamiento de combustible liquido.
• Sistema de Centrifugado de combustible liquido.
• Sistema de tratamiento de aguas.
• Sistema de detección y extinción de incendios.
Los servicios auxiliares de los grupos generadores cuentan con un sistema de
alimentación a través de una línea instalada de Edelnor; en caso de corte de suministro
eléctrico se tiene un banco de baterías para suministrar corriente continua solo a los
sistemas auxiliares críticos. Cabe mencionar que la central no cuenta con ningún Black
Start para arranques autónomos.
El estatismo de los turbogeneradores es 4% para la planta UTI y 7% para las plantas
Westinghouse y Siemens, además se cuenta con regulación de voltaje automática y
manual, siendo la sincronización las unidades con la red automática.
3.3. PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUA
La Central Térmica “Santa Rosa” actualmente cuenta con una planta de tratamiento de
agua desmineralizada (Planta Demi). Esta planta cuenta con un tanque de almacenamiento
de agua cruda de 1,135 m3 de capacidad y un tanque de almacenamiento de agua
desmineralizada de 757 m3 de capacidad. El agua cruda es suministrada por la empresa de
agua potable SEDAPAL con un caudal máximo de 45 m3/h. Actualmente el agua
desmineralizada se utiliza en la inyección de agua al turbogrupo TG7 de la Planta
Westinghouse para lograr el aumento de potencia generada y la reducción de las emisiones.
El consumo de agua desmineralizada del turbogrupo es de 19.5 m3/h. Los parámetros de
calidad de agua desmineralizada que entrega la planta de tratamiento son los siguientes:
Conductividad 0,5 µS/cm, pH 6,5 – 7,5 y temperatura 22 °C.
66
Figura 3.9 – Planta de Agua y tanque de almacenamiento de agua
3.4. SISTEMA DE SUMINISTRO INTERNO DE GAS NATURAL
La Central térmica cuenta con tres estaciones de gas (ERM) para el filtrado, medición
y regulación de gas natural que alimenta a las Plantas UTI, Westinghouse y Siemens. Estas
estaciones son abastecidas de gas natural por un una matriz principal de 20” de diámetro
nominal, que recorre a lo largo de la línea férrea proveniente del nor-este. La propiedad de
esta matriz y responsable del suministro de gas a la Central es la empresa de distribución
de gas natural Cálidda.
Figura 3.10 – Estación de Regulación y Medición (ERM) de gas natural de Cálidda de TG8
67
Figura 3.11 – Válvulas de corte de emergencia y filtrado secundario de gas natural de TG8
El trazado de la tubería de gas que alimenta a la Unidad TG8 es hacia el norte hasta el
camino de servicio de la Unidad 8, luego recorre por el costado de éste hasta la chimenea,
cruzando este camino para conectarse al skid de gas natural de la máquina. Antes del cruce
del camino se proyecta una segunda estación de filtrado. La conexión con la matriz de 20”
es aguas bajo de la conexión de la Unidad TG7. Las características de operación de esta
estación de la Unidad TG8 es de: Presión regulada de 32 bar gauge y caudal de 50,000
Sm3/h.
3.5. CICLO COMBINADO A IMPLEMENTAR
Se ha asumido como premisa general que el equipamiento necesario para completar el
ciclo combinado es lo ofrecido por el fabricante Siemens como suministro para la
configuración 1x1x1 que significa una turbina de gas, una caldera de recuperación de calor
y una turbina de vapor de su ciclo combinado SCC6-5000F. A continuación se describen
las características de los principales componentes y sistemas a implementar.
3.5.1. DESCRIPCIÓN GENERAL DE LA TURBINA A GAS TG8
La unidad turbina a gas-generador convierte el combustible fósil en energía eléctrica.
La turbina de gas, generador, y sus auxiliares primarias se denominan en conjunto como la
turbina de gas del paquete de componentes, o SGT-PAC ™. El SGT-PAC ™ está diseñado
68
para minimizar los tiempos y espacios en la construcción del sitio. La turbina de gas,
generador, y auxiliares módulos están instalados en fábrica en la mayor medida posible en
función de las limitaciones de envío. La disposición de los equipos de la planta está
predispuesta para reducir el esfuerzo de diseño y maximizar la normalización de los
equipos.
Figura 3.12 – Sección Compresor axial de TG
Figura 3.13 – Sección Cámara de Combustión de TG8
69
Figura 3.14 – Inspección Sección Cámara de Combustión de TG8
La turbina de gas es del tipo modular para facilitar el transporte y el montaje en sitio.
El sistema es pre-montado al grado máximo permitido por las limitaciones del envío. Los
subsistemas se agrupan y se instalan en paquetes auxiliares para reducir al mínimo el
montaje en el campo. Estos paquetes son completamente montados y cableados en fábrica
y solamente requieren sus interconexiones en el sitio. Los montajes de tubería son
provistos para eliminar la necesidad de una fabricación extensa de tubería durante la
construcción. Se proveen todos los materiales de interconexión entre los módulos
estándares.
70
Figura 3.15 – Inyectores de los quemadores de la cámara de combustión de TG8
Figura 3.16 – Quemadores de gas natural de la cámara de combustión de TG8
71
Figura 3.17 – Piezas de transición de gases calientes a la turbina de expansión de TG8
Figura 3.18 – Turbina de expansión de TG8
72
La turbina de gas requiere de energía eléctrica externa para un arranque y el sistema
de control distribuido. Esta turbina puede operar independientemente, simultáneamente
con otras unidades, o como un componente de un arreglo de ciclo combinado. La turbina
de gas TG8 tiene los siguientes paquetes: filtro de aire de entrada, la turbina de gas, el
generador, el embalaje de arranque, el centro de control de equipos auxiliares (MCC), los
recintos eléctricos y los paquetes de sistemas individuales. En la Fig. 3.5 se muestra la
vista general de esta turbina.
Figura 3.19 – Vista general de la Turbina a gas TG8 - Siemens SGT6 5000 FD3
Figura 3.20 – Vista general de la Turbina a gas - Siemens SGT6 5000 FD3
73
Figura 3.21 – Vista de corte de la Turbina a gas TG8 - Siemens SGT6 5000FD3
74
La turbina a gas TG8 modelo SGT6-5000 versión FD(3) gira con una velocidad de
3600 rpm. Combina los conceptos de diseño confiables de la turbina a gas modelo
W501D5 de la marca Westinghouse con tecnologías avanzadas de enfriamiento de los
álabes de la turbina a gas de la marca Siemens. El incremento de la eficiencia se ha
obtenido mejorando el material y perfil de los componentes del compresor y de la turbina
de potencia. Cuenta con un compresor de alta eficiencia de flujo axial de 16 etapas con
álabes guía de entrada variable. También incluye un sistema de combustión con
enfriamiento avanzado y una capacidad de funcionar con dos combustibles: líquido y/o
gas. Tiene una cámara de combustión tipo canasta con 16 cámaras de combustión
individual; dispuesta en un patrón circular alrededor de la circunferencia del conjunto de la
turbina. La turbina de potencia de 4 etapas incorpora características de diseño de
refrigeración avanzados, incorporándose a los álabes recubrimientos de material nuevo
resistentes a la corrosión para reducir el desgaste metálico. En la Tabla 3.1 se muestran los
datos técnicos de la turbina a gas.
Tabla 3.1 – Datos técnicos de fábrica de la turbina a gas
Turbina a Gas SGT6-5000
Potencia estimada Unidad (ISO) [MWe] 232
Heat Rate [kJ/kW-h] 9.278
Razón de compresión 18.9
Eficiencia estimada % 38.8
Flujo másico de gases, nominal estimado
[kg/s] 551
Temperatura de los gases de salida ºC 593
Dimensiones
Peso estimado kg 193,000
Longitud m 10.1
Ancho m 4
Altura m 4
Características típicas del generador
Velocidad del generador [rpm] 3,600
Frecuencia de generación [Hz] 60
75
Esta turbina ha alcanzado incrementos de eficiencia mejorando los sellos de diafragma
entre etapas del compresor y utilizando diafragmas cubiertos con una superficie que retrasa
la degradación de contaminantes aspirados del aire. El rendimiento de la turbina de
potencia se ha mejora reduciendo la velocidad de salida, el arremolinado de las etapas.
Otra característica de mejoría es el incremento de la confiabilidad y disponibilidad debido
a mejora de la vida útil de las piezas, facilitando el mantenimiento e inspección de la
turbina.
Durante la operación, el aire atmosférico es aspirado a través de un filtro de aire y
luego llega a la entrada del compresor siendo comprimido desde la presión atmosférica
hasta 16 bar gauge, luego el aire comprimido se dirige a la cámara de combustión e ingresa
a cada combustor con un flujo constante. En la cámara de combustión se quema gas
natural, siendo que este proceso adiciona calor, se eleva la temperatura de la mezcla
formada por los productos de combustión y el aire. A continuación, esta mezcla de gas
caliente fluye a través de la turbina de potencia, en donde la energía térmica es convertida
en trabajo mecánico de rotación, ocasionando una reducción de la presión y la temperatura.
Una parte de la potencia desarrollada por la turbina se utiliza para mover el compresor y
otra para accionar el generador eléctrico. Al final, los gases de combustión son expulsados
a través del difusor de escape y el colector de escape axial del sistema de escape.
Para asegurar un arranque exitoso de la turbina, se alivia la presión del compresor
axial a través de unas líneas instaladas entre las 6ta y 10ma etapas del compresor, el aire
liberado se conduce al escape de la turbina a gas. Estas líneas de alivio de presión se abren
cuando se inicia el proceso de arranque y cierran cuando la turbina llega cerca a la
velocidad de sincronización de 3600 rpm.
3.5.2. TURBINA A VAPOR A IMPLEMENTAR EN EL CICLO COMBINADO
A partir de la energía contenida en los gases de escape evacuados por la turbina de
gas, se genera vapor en una caldera de recuperación de calor (HRSG) para ser expandido
en una turbina de vapor (ciclo Rankine clásico). En este análisis, se ha considerado como
76
condición de diseño, la maximización de la generación de vapor; en consecuencia,
maximizar la potencia producida por la turbina de vapor.
Figura 3.22 – Turbina a Vapor Siemens SST6-5000, 3 etapas de presión de vapor
Figura 3.23 – Vista general de la Turbina a Vapor Siemens SST6-5000, 3 etapas de presión de vapor
77
Bajo estas consideraciones, las características técnicas estimadas de la turbina de vapor se
muestran en la Tabla 3.2:
Tabla 3.2 - Datos Técnicos de la futura turbina a vapor
Turbina a Vapor Siemens SST6-5000
Tipo: Turbina a Vapor con tres
presiones y recalentamiento.
Potencia estimada Unidad [MWe] 98 – 105
Flujo estimado de Vapor [ton/h] 270 – 350
Consumo específico nominal estimado [kJ/kWh] 9,233
Características típicas estimadas del vapor utilizado5
Sección de Alta Presión (HP)
Presión [bar] 133
Temperatura [°C] 556
Etapas # 22
Sección de Media Presión (IP)
Presión [bar] 30
Temperatura [°C] 555
Etapas # 13
Sección de Baja Presión (LP)
Presión [bar] 5
Temperatura [°C] 288
Etapas # 6 por lado de flujo
Características típicas del generador
Velocidad del generador [rpm] 3,600
Frecuencia de generación [Hz] 60 Cabe indicar que en el diseño de instalaciones de potencia sobre la base de ciclos
combinados, Siemens utiliza este tipo de turbina a vapor.
5 La información de l equipamiento Siemens mencionado para e l Ciclo Combinado fue
obtenida principalmente d e l “SCC6-5000F Series Application Handbook”
78
3.5.3. CALDERA DE RECUPERACIÓN DE CALOR (HRSG)
Tal como fue mencionado en el punto anterior, el vapor es generado a partir de la
energía contenida en los gases de escape evacuados por la turbina de combustión hacia el
medio ambiente. Esta energía térmica será aprovechada en una caldera de recuperación de
calor (Heat Recovery Steam Generator, HRSG), para luego evacuar los gases de escape a
través de una chimenea.
Figura 3.24 – Caldera de recuperación de calor (HRSG) Vogt Nem flujo gases horizontal, 3 nivel de presión con recalentamiento y fuego adicional
Figura 3.25 – Vista general degases horizontal, 3 niv
Las características técnica
el ciclo combinado a impleme
Tabla 3.3 - Datos Técnico
Caldera
Tipo
Dimensiones aproximLargo Ancho Alto
Peso total estimado H
Chimenea HRSG Alto chimenea Diámetro chimenea Peso estimado chimen
Características típicSección de Recalenta
Presión Temperatura Flujo de vapo
de la caldera de recuperación de calor (HRSG) Vonivel de presión con recalentamiento y fuego adic
icas estimadas para la caldera de recuperación co
entar, se presentan en la Tabla 3.3:
icos de la futura caldera de recuperación de calor
ra de recuperación (HRSG) – Vogt Nem
ipo:
Caldera de flujo de gases descape horizontal de tres presi
con recalentamiento del tip“Drum Type”
ximadas [m] 38 [m] 11 [m] 25
HRSG [ton] 1 .500
[m] 43 [m] 6
enea [ton] 104
icas estimadas del vapor generado tamiento (RH)
[bar] 30 [°C] 555
por [ton/h] 194
79
Vogt Nem flujo icional
considerada en
(HRSG)
s de siones
tipo
80
Sección de Alta Presión (HP) Presión [bar] 133
Temperatura [°C] 556 Flujo de vapor [ton/h] 175
Sección de Media Presión (IP) Presión [bar] 32 Temperatura [°C] 315
Flujo de vapor [ton/h] 19
Sección de Baja Presión (LP) Presión [bar] 5 Temperatura [°C] 291
Flujo de vapor [ton/h] 77
En este análisis se ha considerado una caldera de recuperación de calor con domos de
vapor de tipo horizontal de tres presiones con recalentamiento de vapor para maximizar el
rendimiento del ciclo termodinámico Rankine. Adicionalmente se ha considerado que esta
HRSG tendrá quemadores de tipo ducto para la efectuar una combustión complementaria
(caldera tipo fired) donde adicionalmente se quemará combustible a fin de elevar la
temperatura de los gases y poder alcanzar los valores de temperatura necesarios para la
producción estimada de vapor a parámetros establecidos. Estos quemadores aprovecharan
la concentración de oxígeno disponible en los gases de escape que salen de la turbina de
combustión para producir una ganancia en temperatura.
3.5.4. SISTEMA DE GAS NATURAL ADICIONAL
Los consumos de gas natural del ciclo simple están cubiertos, pero es necesario
estimar y evaluar los consumos adicionales de combustible asociados a la conversión a
ciclo combinado. Para lo anterior, el sistema de quemadores de ducto o combustión
adicional es el único componente del ciclo combinado que requiere de consumo adicional
de gas natural. El consumo estimado, para máxima carga, alcanza los 0.45 kg/s de gas
natural que puede ser obtenido de la misma línea de alimentación de gas natural a la
turbina.
81
3.5.5. NUEVA PLANTA DE TRATAMIENTO DE AGUA
Ante la posibilidad de conversión del turbogrupo TG8 a combustible dual gas natural
y Diesel, es necesario el cambio de los quemadores de la turbina por quemadores del tipo
de baja emisiones de NOx (DLN), modificándose con ello la razón de inyección
agua/combustible desde 0.4 a 1.2 para el caso de operación con Diesel, ya que en
operación con gas natural no sería necesaria la inyección de agua desmineralizada. Con lo
anterior y considerando que de acuerdo con la información de Siemens, el consumo de
petróleo Diesel a plena carga de la unidad TG8 sería de 36.6 m3/h implica que la inyección
de agua a la turbina a gas sería de 14.5 m3/h a máxima carga.
En relación al caudal de reposición de agua desmineralizada del ciclo agua/vapor, la
información de Siemens indica un caudal de reposición o make up de 12 m3/h en operación
en ciclo combinado en carga base. Con lo anterior, el consumo de inyección de agua
desmineralizada de la Unidad TG8 con combustible Diesel y del ciclo agua/vapor sería de
26.5 m3/h a plena carga, sin contabilizar un margen de seguridad. Dicho consumo no puede
ser cubierto por la planta de tratamiento actual; más aún, si se considera que por
confiabilidad no es conveniente tener dos unidades generadoras siendo abastecidas de un
elemento crítico de generación a través de un sistema común. Por lo anterior y de acuerdo
con los valores de producción de los equipos desmineralizadores del mercado, se estima
que la producción de agua desmineralizada de la nueva planta de tratamiento deberá ser de
al menos 33 m3/h.
La nueva planta de tratamiento de agua proyectada estaría constituida por etapas de
filtración, ósmosis inversa y desmineralización. Cada una formada por dos trenes de 100%
de capacidad. La etapa de filtración estaría compuesta por dos filtros multimedia de 100%
de capacidad, un tanque de almacenamiento de agua filtrada de 100 m3 de capacidad y dos
filtros de carbón activado de 100% de capacidad. La etapa de ósmosis inversa consistiría
en dos trenes de doble paso de 100% de capacidad, eventualmente y dependiendo de la
calidad del agua cruda podría ser necesaria una segunda etapa de ósmosis inversa. Como
componente de la etapa de ósmosis inversa se encontraría una torre descarbonatadora de
100% de capacidad. Finalmente, la etapa de desmineralización consistiría en dos módulos
de electrodesionización (EDI) de 100% de capacidad.
82
CAPÍTULO IV: METODOLOGÍA DE CÁLCULO Y RESULTADOS DEL
ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO
Este capítulo está dedicado a describir la metodología utilizada para el cálculo
energético y exergético del ciclo combinado a implementar en la central térmica “Santa
Rosa”. Se analiza cada uno de los módulos y equipos que componen el ciclo combinado y
se establecen las ecuaciones fundamentales para la determinación de los índices
energéticos y exergéticos.
4.1. NIVELES DE AGREGACIÓN O DESAGREGACIÓN DEL SISTEMA
Desde un punto de vista formal, un sistema puede considerarse como una entidad
compleja formada por un conjunto de elementos, que son componentes básicos del sistema,
y por las relaciones existentes entre ellos y su entorno. Aquí, el término elemento se
emplea en su sentido general y alude a los componentes básicos que, bajo la perspectiva
que se adopte, posean una entidad que no sea relevante dividir. La relación constituye la
estructura que establece las ecuaciones que gobiernan las interacciones entre elementos
que dando lugar a la entidad compleja que es el sistema [12].
En el estudio de un sistema, por razones de tipo pragmático, se eligen los elementos
relevantes del sistema y se agregan a él los de menor importancia. De este modo, el
concepto de composición está asociado a la naturaleza del análisis que motive la
consideración de tal objeto como sistema, y que se llama nivel de agregación. En el ámbito
de esta idea de sistema cabe una central térmica cuyos elementos son los distintos equipos
o máquinas que la forman y las relaciones los flujos de materia, energía u otra información
que intercambian. Los flujos de una instalación son los productos funcionales que esta
consume, procesa y obtiene. El conjunto de máquinas e instrumentación que permiten
fabricar los productos funcionales pueden tener una existencia física real e independiente,
por ejemplo una turbina, o bien englobar varios dispositivos físicos y/o lógicos que
desempeñan una función particular y claramente determinada dentro del proceso [12].
Un nivel de agregación hace más simple el esquema termodinámico, ya que al hacer
esto en un solo elemento se puede agrupar una serie de elementos (por ejemplo, el análisis
83
de la turbina a vapor puede agregar a las diferentes etapas de turbinas: turbina de alta
presión, de media presión y de baja presión; las válvulas reguladores, distribuidores,
equipos de expansión rápida y otros) y hace más sencillo el análisis termodinámico del
sistema. Mientras que el nivel de desagregación, es todo lo contrario, aumenta el número
de elementos a analizar en el sistema, haciendo que los cálculos sean más detallados, lo
cual lleva a tener que lidiar con una mayor cantidad de variables haciendo más complejo el
cálculo.
4.2. ESQUEMA DE CÁLCULO DEL CICLO COMBINADO PROPUESTO
En la Fig. 4.1 se muestra el esquema de cálculo del ciclo combinado propuesto, con un
nivel de agregación alrededor de los equipos principales. Este ciclo combinado fue
propuesto sobre la base de un ciclo simple de una instalación con turbina a gas (Ciclo
Brayton simple), una caldera de recuperación y una instalación con turbina a vapor.
También se muestran los puntos característicos de cálculo (que corresponden a un esquema
desagregado), así como los flujos del sistema. El esquema desagregado se muestra en el
Anexo Plano 1.
Figura 4.1 – Esquema termodinámico de cálculo del ciclo combinado propuesto.
92
91 90
14
37
Gases de combustión 21
Gas natural
74
Gases
3
1
Aire
Gas natural 7
9
157
182
13
75
15
40 63
53
170
158
160 300
200
147 146
2
Agua de alimentación
Condensado Agua de
enfriamiento
54
Generador
eléctrico
Generador eléctrico
Cámara de combustión
Compresor Turbina
de gas
Turbina baja presión
Bomba de baja presión
Condensador
Turbina alta presión
Bomba de
circulación
Turbina de media presión
Bomba de
presión media
Bomba de alta presión
Mezclador
Separador
Separador Mezclador
Caldera de recuperación
(HRSG)
Aire
31
129
84
La numeración de las secciones características de los flujos se ha mantenido iguales
tanto en el esquema agregado como el desagregado, para fines de comparación posteriores.
4.3. METODOLOGÍA DEL CÁLCULO
El procedimiento utilizado para efectuar los cálculos del análisis energético y
exergético del presente informe fue el siguiente:
i) Se elabora el esquema termodinámico del ciclo combinado con niveles de
segregación y agregación adecuados en torno a los equipos importantes del
sistema, identificando las secciones características y los flujos de aire, gases,
vapor y combustible.
ii) En base a la información ofrecida por los fabricantes de cada equipo y/o de los
datos medidos en planta, así como de las condiciones del ambiente de referencia,
se construye una tabla en donde se indican para cada sección: a) número de
sección, b) tipo de fluido, c) propiedades más importantes, como presión,
temperatura, volumen específico, entalpia, entropía y exergía. También se incluye
la calidad del vapor si es que fuera necesario. Para este punto, el proceso es
analítico y haciendo uso de las tablas de vapor [13] y de aire [14], que se encuentran
disponibles en sitios de internet.
iii) Se aplica la metodología correspondiente al análisis energético y exergético,
separando para ello el sistema de modo práctico, determinando volúmenes de
control a los cuales se aplicaron las leyes termodinámicas del análisis energético y
exergético considerando que:
• Se asume un estado de flujo permanente dejando fuera los problemas de
carácter dinámico.
• Los efectos de la energía cinética y potencial de los flujos másicos de las
corrientes que entran o salen del volumen de control son despreciados, ya que
los cambios en estas formas de energía son sumamente pequeños comparados
con los cambios en la entalpía de los flujos másicos de las mismas corrientes.
• El proceso termodinámico es abierto a las interacciones con el entorno.
• Se efectúan los cálculos de la energía y exergía de los flujos y volúmenes de
control, con la ayuda de los datos ofrecidos por los fabricantes de los equipos
(o caso contrario, con datos obtenidos de la planta), tales como: presión,
85
temperatura, flujos másicos y/o flujos volumétricos; así como parámetros
determinados por medio de tablas, como entalpia y entropía.
• Se efectúa un balance de energía y exergía total del sistema para calcular la
eficiencia energética y exergética del ciclo combinado.
iv) Se identifican los principales equipos o puntos críticos en donde las pérdidas de
energía y exergía son representativas. Mediante el estudio de las magnitudes
obtenidas del análisis se realizaran las valoraciones pertinentes.
4.4. DETERMINACIÓN DE LOS PARÁMETROS DEL FLUJO EN SECCIONES
CARACTERÍSTICAS
4.4.1. DETERMINACIÓN DEL PCI DEL GN Y FLUJOS MÁSICOS EN LA
TURBINA A GAS
Para el subsistema de turbina a gas se debe determinar la cantidad de gas natural (GN)
y la cantidad de aire, ya que el dato conocido es los datos ofrecidos por el fabricante de la
turbina a gas, como: a) flujo másico de gases 551 kg sgasm =& , b) temperatura de salida de
gases, 593 ºCt = y potencia al eje de la turbina 232 MWTGP = . Con estos datos y
considerando que la expansión de los gases en la turbina se realiza hasta la presión
atmosférica 100.6 kPap = se encuentra la entalpia de los gases exhaustos con ayuda del
calculador de aire, obteniendo 9 896.16 kJ kgh = .
Previamente, es necesario determinar el poder calorífico inferior (PCI) del gas natural.
Edegel hizo un análisis del gas natural que procede de Camisea y que se usará como
combustible en la CT de Santa Rosa. Este combustible, antes de ingresar a los equipos del
ciclo combinado, el GN se regulará a las siguientes condiciones: a) presión de suministro:
2.6 MPa (26 bar); b) Temperatura media: 19 ºC. La composición molar fue obtenida del
análisis efectuado a diversas muestras de GN arrojando la siguiente composición: a)
Metano, 88.42%; b) etano, 10.47%; c) propano, 0.11%; d) nitrógeno, 0.77%; y e) dióxido
de carbono, 0.23%.
86
Con los datos de la composición del gas natural (GN), considerando solo lo
componentes principales (metano, etano y propano) se calcula inicialmente el contenido
energético de este gas, el cual se presenta en la Tabla 4.1.
Tabla 4.1 - Composición del Gas Natural y valores de PCI.
El análisis de laboratorio efectuado a la muestra de GN que procede de Camisea y que
es el gas que se usará en la Central Térmica de Santa Rosa da un poder calorífico:
Poder calorífico superior (PCS): 53,598.43 kJ/kg
Poder calorífico inferior (PCI): 48,362.14 kJ/kg.
Con el trabajo útil de la turbina a gas (potencia al eje), el flujo másico de gases, el PCI
del GN y la eficiencia promedio del subsistema a gas se calculan los flujos másicos en la
turbina a gas:
útil T GE T GETer comb
ent comb Ter
W W Wm
Q m PCI PCIη
η− −= = ⇒ =&
&
232000
12.06 kg s0.388 49581.3combm = =
×& (4.1)
El flujo de aire será igual a:
551 12.06 538.94 kg sair gas combm m m= − = − =& & & (4.2)
Composición FórmulaFracción
molarMasa molar
Fracción en peso
PCI(kJ/kg)
PCI parcial(kJ/kg)
Metano CH4 0.8842 16.04 0.8161 50,050 40,843.6
Etano C2H6 0.1047 30.07 0.1812 47,520 8,608.4
Propano C3H8 0.0011 44.10 0.0028 46,340 129.3
Total 0.9900 1.0000 49,581.3Fuente: Çengel y Boles (2006)
87
4.4.2. PARÁMETROS EN LAS SECCIONES CARACTERÍSTICAS DEL
SISTEMA
Las condiciones iniciales para los diferentes fluidos que intervienen en el ciclo son:
Para el aire: la información meteorológica fue obtenida en base a los datos promedios de
las mediciones efectuadas en la Central, las cuales son: a) presión barométrica: 100.6 kPa;
b) temperatura media anual: 21 ºC; c) humedad relativa media anual: 81.8 %.
Agua de enfriamiento: con presión de 0.2 MPa y temperatura promedio anual de 24 ºC.
Para el vapor de agua: de los datos otorgados por el fabricante se tiene: a) sección de alta
presión con 1.3 MPa de presión, 556 ºC de temperatura y flujo másico de 175 Tn/h b)
sección de media presión con 3.0 MPa de presión, 555 ºC de temperatura y flujo másico
de 19 Tn/h; c) sección de baja presión, con 0.5 MPa de presión, 288 ºC de temperatura y
flujo másico de 77 Tn/h. El condensador trabaja a una presión de 7 kPa.
Los procesos termodinámicos que ocurren en la turbina a gas, han sido asociados a un
ciclo estándar de aire (los gases de combustión son considerados como aire), al igual que
los gases que se generan en la caldera de recuperación (HRSG). Para determinar las
propiedades del vapor y el aire se hace uso de tablas de vapor [13] y aire [14] disponibles
en internet.
Punto 1 - Entrada del gas natural a la cámara de combustión, por parámetros de medición.
12.06 kg scombm =&
Punto 2 - Entrada de aire al compresor, los parámetros del flujo son tomados de las
mediciones meteorológicas y con ayuda de la tabla del aire.
551kg sairem =&
Punto 3 - Salida del compresor. Con la razón de presión 18.9pr = se calcula la presión de
salida:
3 2 18.9 100.6 1901.34 kPapp r p= = × =
Considerando un proceso isoentrópico, 3 2s s= y 3p , con ayuda del calculador del aire
se encuentra la entalpia 3Th .
Para calcular el punto teórico 3T, primero es necesario calcular el punto 9.
88
Punto 9 – Salida de la turbina de gas: Los parámetros a la salida de la turbina a gas se
hallan con ayuda del calculador del aire, considerando que la temperatura de salida
9 593 º CT = y presión igual a 9 100.6 kPap = , 9 896.16 kJ kgh = .
Punto 7 – Salida de la cámara de combustión: Se considera una pérdida de presión de 3%,
se tiene 7 30.97 0.97 1901.34 1844.3 kPap p= = × =
El análisis energético de la cámara de combustión (Fig. 4.2) permite hallar la entalpía
a la entrada de la turbina a gas 7h , considerando la eficiencia de la cámara 0.99CCη = :
Figura 4.2 – Esquema de cálculo de la cámara de combustión
( ) ( )3 7 7 3comb air CC gas comb air CC gasm PCI m h m h h m PCI m h mη η+ = ⇒ = +& & & & & &
( )7 12.06 49581.3 538.94 680.01 0.99 551 1732.81 kJ kgh = × + × =
Los demás parámetros del punto 7 se hallan con ayuda del calculador del aire con 7p
y 7h .
Los parámetros del punto 9T se hallan con ayuda del calculador del aire considerando
9p , 9 7Ts s= y 9 838.15 /Th kJ kg= .
La eficiencia de la turbina a gas se halla con la siguiente expresión:
7
7
9
9 7
9
7.90553
1732.81 /
896.17 /
83
3
8 /
/
.15T
T
h kJ kg
S
h
kJ kg K
kJ kg
S S
h kJ kg
=
=
=
=
=
°
7 9
7 9
1732.81 896.170.9351
1732.81 838.15TGT
h h
h hη
− −= = =
− −
Cámara de combustión
Gases de combustión
Gas natural
Aire airm&
1
7 3
combm&
gasm&
89
Con estos datos, se puede calcular los parámetros a la salida del compresor, siguiendo
la siguiente ecuación: El trabajo útil de la turbina debe ser igual al trabajo en el eje de la
turbina más el trabajo teórico del compresor, es decir:
( ) ( )7 9 3 2TG GE teor C gas GE air TW W W m h h W m h h−= + ⇒ − = + −& &
( ) ( )7 9
3 2
551 1732.81 896.16 232000294.57
538.94gas GE
T
air
m h h Wh h
m
− − × − −= + = +
&
&
3 719.47 kJ kgTh =
Con los datos de 3p y 3Th se calculan los demás parámetros teóricos, 3TT , 3Ts por
medio de las tablas del aire, así como los parámetros reales del punto 3.
La eficiencia del compresor es de:
3 2
3 2
680.01 294.570.9071
719.47 294.57CT
h h
h hη
− −= = =
− −
Punto 37 – Salida del HRSG (vapor de alta presión): con la presión de 37 13 MPap = y
temperatura 37 556 º CT = , se calculan las propiedades restantes con la tabla de vapor.
Punto 14 – Salida de turbina de alta presión: El vapor se expande hasta 14 2.94 MPap = .
Para el proceso isoentrópico 14 11s s= y bajo estas condiciones, la entalpia teórica es
14 3039.67 kJ kgTh = . La eficiencia de la turbina de alta presión (TAP) es 0.85η = . La
entalpía real será:
( )11 1411
11 14
3487.09 0.85 3487.09 3039.67 3106.78 kJ kgAP T
h hh
h hη
−= ⇒ = − − =
−
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 40 – Salida del HSRG (vapor de media presión): con presión 40 3.2 MPap = y
temperatura 40 555 º CT = , se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 90 – Salida de turbina de media presión: El vapor se expande hasta 14 0.39 MPap = .
Para el proceso isoentrópico 90 40s s= y bajo estas condiciones, la entalpia teórica es
14 2940.3 kJ kgTh = . La eficiencia de la turbina de media presión (TMP) es 0.85η = .
La entalpía real será:
( )40 9090
40 90
3567.72 0.85 3567.72 2940.3 3034.41 kJ kgMP T
h hh
h hη
−= ⇒ = − − =
−
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
90
Punto 91 – Salida del Mezclador de vapor de baja presión: con presión de trabajo
63 0.39 MPap = . Haciendo el balance energético del mezclador, con los datos del
fabricante para el flujo másico de media presión es 5.28 kg/s (19 Tn/h) y el flujo
másico de vapor de baja presión es 21.39 kg/s (77 Tn/h) se tiene:
( ) 90 63
90 63 91 91
91
5.28 3034.41 21.39 30463043.71 kJ kg
5.28 21.39
MP BPMP BP MP BP
MP BP
m h m hm h m h m m h h
m m
h
++ = + ⇒ =
+
× + ×= =
+
& && & & &
& &
Con estos datos se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 92 – Salida de turbina de baja presión: El vapor se expande hasta la presión del
condensador igual a 92 0.007 MPap = . Para el proceso isoentrópico 92 63s s= y bajo
estas condiciones, el punto 92 se encuentra en la zona de doble fase. Las propiedades
de saturación son 8.274562 kJ kg·Kvs = , 0.559075 kJ kg·Kls = , 2571.76 kJ kgvh =
y 163.36 kJ kglh = . La calidad isoentrópica del vapor e encuentra como:
9292
7.538024 0.5590750.9045
8.274562 0.559075
TT l
v l
s sx
s s
− −= = =
− −
La entalpia teórica del punto 92 se encuentra como
( )9292 92 163.36 0.9045 2571.76 163.36 2341.76 kJ kg
TT Tl
v l
h hx h
h h
−= ⇒ = + − =
−
La eficiencia de la turbina de baja presión (TMP) es 0.85η = . La entalpía real será:
( )63 9292
63 92
3046 0.85 3046 2341.76 2447.40 kJ kgBP T
h hh
h hη
−= ⇒ = − − =
−
La calidad de vapor real es: 9292
2447.4 163.360.9484
2571.76 163.36l
v l
h hx
h h
− −= = =
− −
Con la calidad de vapor y parámetros de saturación se calculan los demás parámetros.
Punto 129 – Salida del condensador: los parámetros del fluido corresponden a líquido
saturado, los cuales se obtienen de las tablas de vapor.
Punto 15 – Salida de la bomba de baja presión: La presión de salida es de 2.6 MPa. Para
un proceso isoentrópico de compresión 15 129s s= . Bajo estas condiciones, la entalpía
teórica es 15 165.96 kJ kgTh = . La eficiencia de la bomba de baja presión es 0.85η = .
La entalpía real será:
91
( )15 12990
15 129
163.36 165.96 163.36 0.85 166.42 kJ kgTh h
hh h
η−
= ⇒ = + − =−
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 75 – Salida del economizador: La presión de trabajo es 75 2.6 MPap = y
temperatura 75 160 º CT = . De la tabla de vapor se obtienen los parámetros del flujo.
Punto 13 – Salida del separador de baja presión hacia la bomba de mediana presión: con
presión de trabajo 13 2.6 MPap = el separador es un dispositivo que divide el flujo
entrante, sin variar sus parámetros.
Punto 182 – Salida del separador de baja presión hacia el generador de baja presión: con
presión de trabajo 13 2.6 MPap = el separador es un dispositivo que divide el flujo
entrante, sin variar sus parámetros.
Punto 157 – Salida de la bomba de media presión: La presión de salida es de 6.2 MPa.
Para un proceso isoentrópico de compresión 157 13s s= . Bajo estas condiciones, la
entalpía teórica es 157 680.71 kJ kgTh = . La eficiencia de la bomba de baja presión es
0.85η = . La entalpía real será:
( )157 13157
157 13
676.73 680.71 676.73 0.85 681.41 kJ kgTh h
hh h
η−
= ⇒ = + − =−
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 158 – Salida del separador de media presión hacia generador de media presión: con
presión de trabajo 13 6.2 MPap = , no varían los parámetros en el separador.
Punto 160 – Salida del separador de media presión hacia la bomba de alta presión: con
presión de trabajo 13 6.2 MPap = , no varían los parámetros en el separador.
Punto 170 – Salida de la bomba de alta presión: La presión de salida es de 16.0 MPa. Para
un proceso isoentrópico de compresión 170 160s s= . Bajo estas condiciones, la entalpía
teórica es 157 692.18 kJ kgTh = . La eficiencia de la bomba de baja presión es 0.85η = .
La entalpía real será:
( )157 13157
157 13
681.41 692.18 681.41 0.85 694.08 kJ kgTh h
hh h
η−
= ⇒ = + − =−
Con presión y entalpía se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
92
Punto 53 – Salida del primer nivel del HRSG de media presión: La presión de trabajo es
53 3.2 MPap = y temperatura 53 315 º CT = . De la tabla de vapor se obtienen los demás
parámetros del flujo.
Punto 54 – Salida del Mezclador de vapor de baja presión hacia segunda etapa del HRSG
de media presión: la presión de trabajo del mezclador es 54 3.2 MPap = . Haciendo el
balance energético del mezclador, con los datos del fabricante para el flujo másico de
alta presión 48.61 kg/s (175 Tn/h) y el flujo másico media presión es 5.28 kg/s (19
Tn/h se tiene:
( ) 14 53
14 53 54 54
54
48.61 3106.78 5.28 3026.283098.96 kJ kg
48.61 5.28
AP MPAP MP AP MP
AP MP
m h m hm h m h m m h h
m m
h
++ = + ⇒ =
+
× + ×= =
+
& && & & &
& &
Con estos datos se calculan las demás propiedades con la tabla de vapor.
Punto 146 – Entrada de agua de refrigeración al condensador: La presión de trabajo es
146 0.2 MPap = y temperatura 146 24 º CT = . De la tabla de vapor se obtienen los
demás parámetros del flujo.
Punto 147 – Salida de agua de refrigeración del condensador: La presión sufre una caída
40 kPap∆ = , entonces a la salida la presión es de 147 0.16 MPap = . El incremento de
la temperatura del agua de enfriamiento es 6 º CT∆ = , por lo que la temperatura a la
salida es 147 30 º CT = . De la tabla de vapor se obtienen los demás parámetros del
flujo.
Punto 74 – Salida de los gases calientes de la caldera de recuperación (HRSG): La presión
de trabajo es 74 0.11 MPap = y temperatura 74 150 º CT = . De la tabla del aire se
obtienen los demás parámetros del flujo.
Los resultados de los parámetros del fluido en cada una de las secciones características
se muestran en la Tabla 4.2.
En esta tabla, la exergía para los gases y aire, fueron calculadas como aire mediante la
siguiente ecuación:
( ) ( ) ( ){ } ( )0 0 0 0 0ln ln 2,3,7,9,31,74i AR P i i iEx m c T T T T T RT p p i= − − + = &
93
La exergía para e vapor y agua fueron calculadas mediante la siguiente expresión:
( ) ( )0 0 0( ) 2,3,7,9,31,74i V i iEx m h h T s s i= − − − ≠ &
Tabla 4.2 – Parámetros de los fluidos en los puntos característicos del ciclo combinado.
Punto Fluido p (kPa) T (°C) v (m3/kg) h (kJ/kg) s (kJ/kg-K) x (%) b (kJ/kg)
1 GN 2600 19.0 292.17 6.658784 274.41
2 Aire 100.6 21.0 0.838745 294.57 6.851222 0.00
3T Aire 1901.34 431.5 0.1067563 719.47 6.906982 402.26
3 Aire 1901.34 442.16 680.01 6.906982 381.32
7 gases 1844.30 1297.2 1732.81 7.905533 1032.60
9T gases 100.6 540.5 2.315410 838.12 7.905533 363.11
9 gases 100.6 593.0 2.471450 896.16 7.975927 255.54
37 vapor 13000 556.0 0.0271301 3487.09 6.627741 1522.80
14T vapor 2940 317.5 3039.67 6.627741 1075.38
14 vapor 2940 345.5 0.0916884 3106.78 6.738821 1109.49
40 vapor 3200 550.0 0.116451 3567.72 7.345147 1390.36
90T vapor 390 238.0 0.595898 2940.30 7.345147 762.94
90 vapor 390 283.9 0.655228 3034.41 7.521395 804.70
63 vapor 500 288.0 0.513989 3046.00 7.428753 843.81
91 vapor 390 288.5 0.657795 3043.71 7.538024 809.06
92T 7 39.0 2341.76 7.538024 0.9045 107.11
92 vapor 7 39.0 0.0224097 2447.40 7.876443 0.9484 112.24
129 agua 7 39.0 0.0010075 163.36 0.559075 0 1.46
15T 2600 39.1 165.96 0.559075 4.06
15 agua 2600 39.2 0.0010064 166.42 0.560483 4.10
75 agua 2600 160.0 0.0011005 676.73 1.940414 104.57
13 agua 2600 160.0 0.0011005 676.73 1.940414 104.57
182 agua 2600 160.0 0.0011005 676.73 1.940414 104.57
157T 6200 160.4 680.71 1.940414 108.55
157 agua 6200 160.6 0.0010987 681.41 1.942151 108.74
158 agua 6200 160.6 0.0010987 681.41 1.942151 108.74
160 agua 6200 160.6 0.0010987 681.41 1.942151 108.74
170T 160 161.7 0.0010933 692.18 1.942151 119.51
170 agua 16000 162.2 0.0010938 694.08 1.946583 120.09
53 vapor 3200 315.0 0.078378 3026.28 6.568736 1079.51
54 vapor 3200 344.5 0.083594 3098.96 6.688525 1116.61
146 agua 200 24.0 0.0010027 100.84 0.353156 0.10
147 agua 160 30.0 0.0010043 125.89 0.436745 0.32
21 GN 2600 19.0 292.17 6.658784 274.41
31 aire 100.6 21.0 0.838745 294.57 5.462631 0.00
94
74 gases 110 150.0 1.105265 424.99 7.208400 29.68
4.4.3. FLUJOS MÁSICOS EN EL SUBSISTEMA DE TURBINA A VAPOR
De manera similar que en la turbina a gas, se debe efectuar el análisis para la caldera
de recuperación (Fig. 4.3), para la cual se ha optado una eficiencia global de 0.85CRη = .
Los resultados se presentan a continuación:
Figura 4.3 – Esquema de cálculo de la caldera de recuperación (HRSG).
Para facilitar el cálculo primero se calculará la potencia calorífica necesaria en cada
etapa de la caldera de recuperación y luego se aplican las ecuaciones de balance de flujo y
energético, para obtener los flujos de gas natural y aire de combustión en esta caldera.
Para el economizador (E):
( )( ) ( )( )75 15 48.61 5.28 21.34 676.73 166.42
38, 415.0 kWE AP MP BP
E
Q m m m h h
Q
= + + − = + + −
=
& & &
Para la zona de baja presión (BP)
( ) ( )63 182 21.34 3046 676.73 50676.05 kWBP BPQ m h h= − = × − =&
Para la zona de mediana presión (MP):
( ) ( )( )
( ) ( )( )53 158 40 54
5.28 3026.28 681.41 5.28 48.61 3567.72 3098.96 37636.66 kW
MP MP MP APQ m h h m m h h= − + + −
= × − + + − =
& & &
37
21
74
15
182
9
75
40 63
53
158
54
BPm&
APm&
31
MPm&
Airm&
GNm&
Gasesm&
170
MPm& MP APm m+& &
APm&
MP APm m+& &
BPm&
Tot Gasesm&
MP AP BPm m m+ +& & &
MP AP BPm m m+ +& & &
(E) (AP) (MP) (BP)
95
Para la zona de alta presión (AP) se tiene:
( ) ( )37 170 48.61 3487.09 694.08 135771.32 kWAP APQ m h h= − = × − =&
El calor útil en el generador es la suma de los calores anteriores e igual a:
38415 50676.05 37636.66 135771.32 262499.03 kWUtil CRQ Q− = Σ = + + + =
La quema suplementaria del GN en la caldera de recuperación genera una nueva
cantidad de gases de combustión. De acuerdo a la composición del GN, la reacción
estequiométrica de combustión estaría dada por:
0.8842CH4 + 0.1047C2H6+0.0011C3H8 + a(O2+3.76N2) →bCO2+cH2O+dN2
La solución de esta reacción estequiométrica corresponde a valores de: a = 2.14035; b
= 1.0969; c = 2.0869 y d = 8.04772. La masa molecular de los componentes del GN es: a)
metano, 16.04 kg/kmol; b) etano, 30.07 kg/kmol y c) propano, 44.1 kg/kmol. Luego, la
masa de gas natural utilizado en la reacción es de:
0.8842 16.04 0.1047 30.07 0.0011 44.1 17.379 kgGNm = × + × + × =
De otro lado, la masa molecular del oxígeno es 16 y la masa molar del nitrógeno es
14.0 y al calcular la masa de aire necesaria en la reacción estequiométrica se obtiene:
( ) ( )2 2 2 2
2.14035 1 32 3.76 28 293.83 kgAir Esteq O O N Nm a n M n M− = + = × + × =
Técnicamente, toda combustión y se realiza bajo un exceso de aire α que representa la
razón entre la cantidad real de aire utilizado respecto a la cantidad estequiométrica de aire (
1.0α > ). Para el GN se recomienda que 1.2α = , por lo que la cantidad real de aire es de:
1.2 293.83 352.6 kgAir Air Esteqm mα −= = × =
96
La relación de aire/combustible será: 352.6 17.379 20.29 air GNf kg kg= = . Aplicando
la regla de tres simple se obtiene que 1 kg de aire podrá quemar 0.04929 kg de GN. Así
también, se puede establecer la relación de flujos de aire y GN como:
0.04929Air GNm m=& & (4.3)
Aquí se debe tener en cuenta la consideración siguiente: la quema del combustible
(GN) en la cámara de combustión de la turbina a gas se efectúa bajo un gran exceso de
aire. Los gases exhaustos de la turbina a gas contienen una cantidad suficiente de oxígeno
para proseguir la quema del GN en la caldera de recuperación. Entonces, el balance de
flujo másico en la caldera de recuperación, considerando la Ec. 4.1, está dado por la
siguiente expresión:
Tot Gases gas GNm m m− = +& & & (4.4)
El balance energético de la caldera de recuperación puede expresarse como:
( )9 74GN gas T Tot Gases CR Útil CRm PCI m h m h Qη− −
+ − =& & &
Al sustituir los valores de cada variable, considerando además la Ec. 4.2 se obtiene:
( )9 74GN gas T gas GN CR Útil CRm PCI m h m m h Qη
− + − + = & & & &
( ) ( ) ( )9 74
74
262499.03 0.86 551 896.16 424.99
49581.3 424.99CR gasÚtil CR
GN
Q m h hm
PCI h
η−
− − − −= =
− −
&&
0.928 kg sGNm =&
El flujo de gases que escapa de la caldera de recuperación (Ec. 4.2) es de:
551 0.928 551.928 kg sTot Gases gas GNm m m− = + = + =& & &
97
4.5. EFICIENCIA DEL CICLO COMBINADO
Para hallar la eficiencia del ciclo, es necesario encontrar la potencia útil en el sistema
del ciclo combinado. Como son dos subsistemas (turbina a gas y turbina a vapor) que
producen electricidad, es necesario analizarlas cada una y luego en un contexto global. Así,
para el subsistema de la instalación a gas, la potencia útil se halla cada como la diferencia
entre la potencia de la turbina a gas y la potencia necesaria para mover el compresor,
obteniéndose:
Turbina a gas:
( ) ( )7 9 551 1732.81 896.16 460,994.15 kWTG gasP m h h= − = × − =&
Compresor de la turbina a gas:
( ) ( )3 2 538.94 719.47 294.57 228,995.71 kWC TG air TP m h h− = − = × − =&
La potencia útil del subsistema a gas es de:
460994.15 228995.71 231,998.44 kWSTG TG C TGP P P −= − = − =
Para el subsistema de turbinas a vapor, la potencia útil se halla como la diferencia
entre las turbinas a vapor menos la potencia de las bombas. Estas potencias son:
Turbina de alta presión:
( ) ( )37 14 48.61 3487.09 3106.78 18, 487.29 kWTAP APP m h h= − = − =&
Turbina de media presión:
( )( ) ( ) ( )40 90 48.61 5.28 3567.72 3034.41
28,739.48 kWTMP AP MP
TMP
P m m h h
P
= + − = + −
=
& &
Turbina de baja presión:
( )( ) ( )( )91 92 48.61 5.28 21.39 3043.71 2447.4
44,888.89 kWTBP AP MP BP
TBP
P m m m h h
P
= + + − = + + −
=
& & &
Bomba de baja presión:
( )( ) ( )( )15 129 48.61 5.28 21.39 166.42 163.36
230.35 kWBBP AP MP BP
BBP
P m m m h h
P
= + + − = + + −
=
& & &
Bomba de mediana presión:
( )( ) ( )( )157 13 48.61 5.28 681.41 676.73 252.2 kWBMP AP MPP m m h h= + − = + − =& &
Bomba de alta presión:
98
( ) ( )170 160 48.61 694.08 681.41 615.9 kWBAP APP m h h= − = − =&
La potencia útil del subsistema de turbina a vapor es de:
184487.29 28739.48 44888.89 230.35 252.2 615.9
91,017.21 kWSTV TV B
STV
P P P
P
= Σ − Σ = + + − − −
=
La potencia útil global del sistema de ciclo combinado será de:
231998.44 91017.21 323,015.65 kWútil Glob STG STVP P P− = + = + =
El calor entregado en el sistema se obtiene como producto de la quema del
combustible. Para el caso del subsistema de turbina a gas, este calor será de:
12.06 49581.3 597,938.14kWE STG CombQ m PCI− = = × =&
Para el caso del subsistema de turbina a vapor, el calor entregado será de:
( ) ( )9 74 0.928 49581.3 551 896.16 424.99
305,625.82 kWE STV GN Gas
E STV
Q m PCI m h h
Q
−
−
= + − = × + −
=
& &
El calor global entregado en el sistema de ciclo combinado es de:
( ) ( )12.06 0.928 49581.3 643,949.3kWE Glob Comb GNQ m m PCI− = + = + × =& &
La eficiencia térmica del subsistema de turbina a gas es:
231998.44
0.388597938.14
STGSTG
E STG
P
Qη
−
= = =
La eficiencia térmica del subsistema de turbina a vapor se halla con:
91017.21
0.2978305625.82
STVSTV
E STV
P
Qη
−
= = =
99
La eficiencia térmica global del sistema de ciclo combinado será de:
. 323015.650.5016
643949.3Útil Glob
Global HCPE Glob
P
Qη −
−
= = =
Si se toma como referencia el PCI obtenido de análisis de laboratorio se obtiene
eficiencias mayores, tal como muestran los siguientes cálculos:
Eficiencia térmica del subsistema de turbina a gas:
231998.44
0.397812.06 48362.14
STGSTG
comb Exp
P
m PCIη = = =
×&
La eficiencia térmica del subsistema de turbina a vapor se halla con:
( ) ( )9 74
91017.21
0.928 48362.14 551 896.16 424.99
0.2989
STVSTV
GN Exp gas
STV
P
m PCI m h hη
η
= =+ − × + −
=
& &
La eficiencia térmica global del sistema de ciclo combinado será de:
( ) ( )
. 323015.650.5142
12.06 0.928 48362.14Útil Glob
Global HCPcomb GN Exp
P
m m PCIη − = = =
+ + ×& &
4.6. EL SOFTWARE CHEMCAD COMO HERRAMIENTA DE CÁLCULO
Los diagramas de procesos, entre ellos los diagramas termodinámicos, son el lenguaje
de los procesos de ingeniería. Estos diagramas describen un proceso existente o un proceso
hipotético con suficientes detalles para encontrar las principales condiciones del proceso.
La simulación, es una herramienta que la ingeniería utiliza para interpretar los
diagramas de proceso, para localizar problemas operacionales y predecir el
comportamiento de los procesos. El centro del análisis es el modelo matemático, un
conjunto de ecuaciones que relacionan variables del proceso, como temperatura, presión,
flujos, composición de las corrientes con el área superficial, posición de las válvulas,
configuración geométrica, etc. El simulador de procesos resuelve las variables
desconocidas a partir de las conocidas o parámetros de diseños deseados.
100
Existen muchos niveles de análisis y de complejidad, entre ellos se cuentan: balances
de materia, balances de materia y energía, dimensionamiento de equipos, análisis de
costos. Es posible agregar ecuaciones adicionales haciendo que los algoritmos de solución
de ecuaciones se hacen cada vez más complicados.
La mayoría de los procesos químicos y termodinámicos envuelven equipos de proceso
convencionales como: intercambiadores de calor, bombas, calentadores, calderas,
compresores, turbinas de expansión, columnas de destilación de absorción, etc. Para estas
unidades de proceso, las ecuaciones no difieren entre los diferentes procesos químicos y
termodinámicos. Pueden cambiar las propiedades de las sustancias, las constantes
químicas, pero no las ecuaciones. Por ende, preparar uno o más algoritmos de solución es
posible para cada unidad de proceso para resolver los balances de materia y energía y para
estimar costos y dimensiones de equipos.
CHEMCAD nace en 1984 cuando un profesor universitario formó un equipo para
desarrollar un simulador de procesos para computadoras personales PC; motivado por la
incomodidad de los simuladores de procesos existentes para la época que requerían el uso
de computadoras de gran escala (mainframe). CHEMCAD es utilizado para estudiar y
calcular cargas de calores, requerimientos de energía, equilibrios químicos y de fases, el
comportamiento de equipos complejos como torres multi-etapas, balances de masa,
dimensionamiento de equipos, entre otros cálculos. Para realizar cálculos de equilibrio
líquido-vapor CHEMCAD cuenta con más de 45 opciones termodinámicas que permiten
modelar sistemas complejos y desviados de la idealidad como: vapor de agua, petróleo, gas
natural, químicos comunes, químicos desviados de la realidad (mezclas azeotrópicas),
metanol, aminas, fluoruro de hidrógeno, etc. Una librería de subrutinas o modelos puede
ser escrita en FORTRAN, MS C, MS Visual Basic para automatizar esos algoritmos de
solución que constituyen el corazón del simulador de procesos.
Los diagramas de procesos reales, son diferentes a los diagramas de simulación. La
simulación representa un modelo matemático del proceso y rara vez coincide con la
configuración gráfica del diagrama de proceso. Comúnmente se utilizan artificios de
simulación para representar el modelo real, o para manipular variables y así obtener las
101
respuestas que el usuario requiere. CHEMCAD trabaja bidireccionalmente con Excel y le
permite trabajar fácilmente con otras aplicaciones de ingeniería o administrativas.
En el Anexo 2, se presentan los resultados para el sistema desagregado (que se
muestra en el Anexo 1) cuando se calcula el sistema del ciclo combinado con ayuda del
software CHEMCAD.
4.7.COMPARACIÓN Y DISCUSIÓN DE RESULTADOS ENTRE EL MODELO
ANALÍTICO Y EL CHEMCAD
En la tabla 4.3 se muestran los resultados obtenidos para el presente informe, los
cuales fueron calculados analíticamente con las ecuaciones termodinámicas clásicas y los
resultados obtenidos con el Software Chemcad. También se muestran las desviaciones
entre estos resultados.
Tabla 4.3 – Comparación de los resultados Analíticos y del CHEMCAD.
Punto Fluido / Variable Unidad de
Medida Cálculos
Analíticos Chemcad
Desviación (%)
1 Consumo de gas
natural TG8 kg/s 12.06 11.95 -0.9%
2 Consumo de aire kg/s 551 581 5.4%
21 Consumo de gas natural del fuego
adicional kg/s 0.928 0.949 2.1%
Eficiencia compresor
de TG % 90.71 90.71 0%
Eficiencia TG
expansión % 93.51 93.51 0%
Eficiencia TV % 85 85 0%
Potencia de TV MW 92.11 89.63 -2.69%
Potencia TG8 en ciclo simple
MW 232.0 231.9 0.04%
Potencia TG8 en ciclo combinado
MW 324.1 321.53 0.79%
Eficiencia TG8 en ciclo simple
% 38.8 38.76 -0.1%
Eficiencia TG8 en ciclo combinado
% 51.42% 51.54% 0.23%
102
Las causas que provocan las desviaciones entre estos dos modelos tienen sus
fundamentos en las siguientes consideraciones:
• En el modelo analítico se utiliza un modelo de gas ideal, mientras que CHEMCAD
utiliza un modelo más real como el Soave-Redlich-Kwong.
• En el gas ideal, el calor específico a presión constante permanece constante, mientras
que en el modelo SRK es función de la temperatura,
• El fluido de trabajo en toda la turbina a gas y en la caldera de recuperación es
asumido como aire estándar, mientras que en el modelo del CHEMCAD, se tiene aire
estándar en el compresor y luego gases de combustión en la caldera.
• La quema de combustible es ideal en el desarrollo analítico, mientras que el
CHEMCAD asume condiciones de una quema adiabática, siendo una reacción
exotérmica que desprende una gran cantidad de productos, acercándolo más a un
modelo real.
• En el desarrollo analítico presentado no se toman en cuenta las pérdidas de energía
(calor) a través de los conductos y accesorios, lo que sí está considerado en el
CHEMCAD.
• La transferencia de calor en la caldera de recuperación se presenta como un proceso
ideal en el desarrollo analítico, para toda la caldera, mientras que el CHEMCAD
analiza cada uno de los componentes y niveles de presión.
• El nivel de agregación en el modelo analítico presentado es mayor (menores
componentes) comparado con el CHEMCAD que tiene menor nivel de agregación
(mayor cantidad de elementos analizados).
4.8. ANÁLISIS ENERGÉTICO Y EXERGÉTICO DEL SISTEMA
4.8.1. ANÁLISIS ENERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO
El sistema propuesto opera en régimen permanente y los procesos son adiabáticos en
todos los equipos componentes. Un índice importante que evalúa el desempeño energético
del sistema es la energía suministrada por el combustible y que representa el 100% de la
eficiencia energética. En este caso, es el GN quien proporciona la energía al ser quemado
en la cámara de combustión de la turbina a gas; mientras que en la caldera de recuperación,
103
la entrega de calor es por quema de GN y por el contenido térmico de los gases calientes
que salen de la turbina.
Para efectuar el análisis energético, se tomará como referencia la energía al segundo
del GN quemado en la cámara de combustión de la turbina a gas, que es igual a:
12.06 49581.3 597,938.14kJcomb CombE m PCI= = × =&
El análisis se efectuará en cada elemento del sistema del ciclo combinado. En el caso
de las turbinas y de bombas del subsistema de turbina a vapor (3 niveles, alta presión,
mediana presión y baja presión), el análisis se hace individualmente y luego se agregan a
un solo nivel.
Energía del aire a la entrada del compresor (punto 2):
2 2 538.94 294.57 158,755.63 kJair airE E m h= = = × =&
Compresor de la turbina a gas (punto 3):
Teórico: ( ) ( )3 2 3 2 158755.63 538.94 719.47 294.57Teor air TE E m h h= + − = + −&
3 387,751.34 kJTeorE =
Real: ( ) ( )3 2 3 2 158755.63 538.94 680.01 294.57 366,484.76 kJairE E m h h= + − = + − =&
Cámara de combustión (Punto 7):
Teórico: 7 3 336,484.76 12.06 49581.3 964, 422.9 kJTeor combE E m PCI= + = + × =&
Real: 7 7 964,422.9 0.99 954,778.67 kJTeor CCE E η= = × =
Turbina a gas (Punto 9):
Teórico: ( ) ( )9 7 7 9 954778.67 551 1732.81 838.12Teor gas TE E m h h= − − = − −&
9 461.804.48 kJTeorE =
Real: ( ) ( )9 7 7 9 954778.67 551 1732.81 896.16 493,784.52 kJgasE E m h h= − − = − − =&
En este punto, es necesario hacer la aclaración de que las pérdidas en la turbina por
irreversibilidades de fricción (calor de fricción) son reabsorbidas por el flujo por lo que a la
salida, su temperatura real es más elevada que la teórica. Prácticamente se asume que las
pérdidas son nulas.
104
Generador eléctrico de la turbina a gas (Punto 200):
Teórico: ( ) ( )200 7 9 3 2Teor TG C Teor gas air TE W W m h h m h h−= − = − − −& &
( ) ( )200 551 1732.81 838.12 538.94 719.47 294.57 232 MJTeorE = − − − ≈
Real: 200 200 232000 0.98 0.98 222,811.3 kJTeor Acop GEE E η η= = × × =
Gases exhaustos de la turbina a gas (punto 9):
9 9 551 896.16 493,784.16 kJgasE m h= = × =&
Energía de la quema del gas natural en la caldera de recuperación:
0.928 49581.3 46,011.15 kJGN GNE m PCI= = × =&
Caldera de recuperación (HRSG):
Teórico: 9 493784.16 46011.15 539,795.31 kJCR Teor GNE E E− = + = + =
Real: 74 262499.03 551.928 424.99 497,062.91 kJCR útil CR gas totE Q m h− −= + = + × =&
Energía que se pierde con los gases de salida de la Caldera (punto 74):
Real: 74 551.928 424.99 234,563.88 kJgas tot gas totE m h− −= = × =&
Sistema de turbinas a vapor:
Teórica: 497062.91 234563.88 262,499.03 kJTV teor CR gas totE E E− −= − = − =
Real: 74 91017.21 551.98 424.99 325,581.09 kJTV STV gas totE P m h−= + = + × =&
Sistema de bombas de la turbina a vapor:
Teórica: ( ) 933.74 kJB teor B BP B MP B AP teorE E E E− − − −= + + =
Real: 1,098.45 kJB B BP B MP B APE E E E− − −= + + =
Condensador (punto 129): El calor extraído en el condensador es:
( )( ) ( )92 129 75.28 2447.4 163.36 171,937.46 kJCond AP MP BPE m m m h h∆ = + + − = − =& & &
Las pérdidas de energía (al segundo) en cada uno de los componentes principales del
sistema de ciclo combinado pueden ser halladas como la diferencia de trabajos teórico y
real para cada proceso que se realiza en el componente. Para valorar esta pérdida se
relaciona con la el trabajo que produce la fuente energética.
Los resultados del análisis energético del sistema térmico de ciclo combinado se
muestran en la Tabla 4.4.
105
Tabla 4.4 – Índices energéticos del sistema de Ciclo Combinado
(expresados en porcentajes de Ecomb)
El diagrama de Sankey se utiliza para visualizar la transferencia de energía, a través
de flechas construidas a escala que muestran la pérdida o dispersión por transferencia. El
diagrama es de gran ayuda para visualizar las transferencias importantes o flujos dentro de
un sistema y es de gran ayuda en la localización de las contribuciones predominantes para
un flujo total.
En la Fig. 4.4 se muestra el diagrama de Sankey para el sistema de ciclo combinado
analizado.
Equipo ComponenteE teórico
(kJ)
E real
(kJ)
Pérdida ∆ E(kJ)
∆ E /E (%)
Aire entrada al compresor 158,755.63Compresor TG 387,751.34 366,484.76 21,266.58 3.56Cámara de combustión 964,422.90 954,778.67 9,644.23 1.61Turbina a gas 461,804.48 493,784.52 31,980.04 5.35Generador eléctrico TG 231,998.44 222,811.30 9,187.14 1.54Gases exhaustos de la TG 493,784.16Gas natural suplementario 46,011.15Caldera de recuperación 539,795.31 497,062.91 42,732.40 7.15Gases totales de salida 234,563.88 39.23Turbina de vapor (alta presión) 21,749.58 18,487.29 3,262.29 0.55Turbina de vapor (media presión) 33,810.97 28,739.48 5,071.48 0.85Turbina de vapor (baja presión) 52,841.24 44,888.89 7,952.34 1.33Grupo de turbinas a vapor 262,499.03 246,212.91 16,286.12 2.72Generador eléctrico TV 91,017.21 87,412.93 3,604.28 0.60Grupo de bombas TV 933.74 1,098.45 164.71 0.03Condensador 171,937.46 28.76
106
Figura 4.4 – Diagrama de Sankey para el ciclo combinado.
ECOMB 100%
EGE-TG
38.8%
ECC
161.29%
EGN
13.09%
EGAS-TG
82.58%
ElectricAC
37.26%
ETV
43.9%
∆ETG
5.35%
∆ECR
7.15%
∆EB
0.03%
EAIR 26.55%
ECOMP 38.3 %
∆ECOMP
3.56%
∆ECC
1.61%
ETG
159.68%
∆EGE-TG
1.54% EGAS-TOTAL
39.23%
ECOMP 38.3%
EB
0.18%
ECR
90.28% EGE-TG
15.22%
∆EGE-TV
0.6%
∆ECOND
28.76%
Electric 14.62%
107
4.8.2. ANÁLISIS EXERGÉTICO DEL CICLO COMBINADO
El análisis exergético revela informaciones importantes sobre las irreversibilidades
totales que existe en una planta, y permite hacer un análisis particular en cada uno de los
componentes del sistema y establecer la distribución de pérdidas o destrucción de la
energía distribuida en cada uno de los componentes. De esta manera, se puede determinar
en cual componente existe una mayor o menor eficiencia.
En la Tabla 4.2 fueron calculadas las exergías para cada punto del ciclo combinado.
En base a estos valores es que se calcula las irreversibilidades en cada equipo del sistema,
de acuerdo con las siguientes relaciones:
Compresor (C):
( )
( )2 3 2 3
538.94 0 402.26 228995.71 23,486.59 kJ
C C air C
C
I Ex W Ex m b b W
I
= + − = − +
= × − + =
&
Cámara de combustión (CC):
3 7 3 7
538.94 719.47 12.06 49581.3 551 1032.6 245,768.94 kJ
CC comb air comb gas
CC
I Ex E Ex m b E m b
I
= + − = + −
= × + × − × =
& &
Turbina a gas (TG):
( )
( )7 9 7 9
551 111032.6 255.54 460994.15 32,829.44 kJ
TG TG gas TG
TG
I Ex Ex W m b b W
I
= − − = − − =
= − − =
&
Caldera de recuperación (CR):
( ) ( ) ( ) ( )
( ) ( )9 74 170 37 54 40 158 53
182 63 15 75
CR GNI Ex Ex E Ex Ex Ex Ex Ex Ex
Ex Ex Ex Ex
= − + + − + − + − +
+ − + −
( ) ( )( )
( ) ( ) ( )9 74 170 37 54 40
158 53 182 63 15 75
CR gas gas Tot GN AP AP MP
MP BP Econ
I m b m b m PCI m b b m m b b
m b b m b b m b b
−= − + + − + + − +
+ − + − + −
& & & & & &
& & &
( )
( ) ( )
( ) ( )
551 255.54 551.93 29.68 0.928 49581.3 48.61 120.09 1522.8
53.89 1116.61 1390.36 5.28 108.74 1079.51
21.39 104.57 843.81 75.28 4.1 104.57 58,991.95 kJ
CRI = × − × + × + × − +
+ × − + × − +
+ × − + × − =
Grupo de turbinas a vapor (TV):
( ) ( ) ( )37 14 40 90 91 92TV TAP TMP TBPI Ex Ex W Ex Ex W Ex Ex W= − − + − − + − −
108
( ) ( )( ) ( )( )
( )37 14 40 90 91 92TV AP AP MP AP MP BP
AP MP BP
I m b b m m b b m m m b b
W W W
= − + + − + + + − +
− + +
& & & & & &
( ) ( ) ( )
( )
48.61 1522.8 1109.49 53.89 1390.36 804.7 75.28 809.06 112.24
18487.29 28739.48 44888.89 11,990.77 kJ
TVI = − + − + − +
− + + =
Grupo de bombas (B):
( ) ( ) ( )129 15 13 157 160 170B BBP BMP BAPI Ex Ex W Ex Ex W Ex Ex W= − + + − + + − +
( )( ) ( )( ) ( )129 15 13 157 160 170B BP MP AP MP AP AP
BBP BMP BAP
I m m m b b m m b b m b b
W W W
= + + − + + − + − +
+ + +
& & & & & &
( ) ( ) ( )75.28 1.46 4.1 53.89 104.57 108.74 48.61 108.74 120.09
230.35 124.80 615.90 123.27 kJBI = − + − + − +
+ + + =
Condensador (Cond):
( )( )92 129 92 129Cond AP MP BPI Ex Ex m m m b b= − = + + −& & &
( )75.28 112.24 1.46 8339.52 kJCondI = × − =
Los resultados del análisis exergético se muestran en la Tabla 4.5.
Tabla 4.5 – Resultados del análisis exergético del ciclo combinado.
Equipo ComponenteIrreversibilidad
I (kJ)I/E comb (%)
Compresor TG 23,486.59 3.93Cámara de combustión 234,482.58 39.22Turbina a gas 32,829.28 5.49Caldera de recuperación 58,991.95 9.87Turbina de vapor (alta presión) 1,603.72 0.27Turbina de vapor (media presión) 2,820.85 0.47Turbina de vapor (baja presión) 7,566.20 1.27Grupo de turbinas a vapor 11,990.77 2.01Bomba de baja presión 31.48 0.01Bomba de media presión 27.80 0.00Bomba de alta presión 63.99 0.01Grupo de bombas TV 123.27 0.02
Condensador 8,339.40 1.39Gases totales de salida 16,382.08 2.74Generador Eléctrico TG 232,000.00 25.97Generador Eléctrico TV 92,115.67 10.04
109
Se observa que las mayores irreversibilidades en el ciclo combinado se producen en la
cámara de combustión y en la caldera de recuperación. Los generadores eléctricos han sido
introducidos condicionalmente como irreversibilidades.
El diagrama de Grassmann permite representar gráficamente el balance de exergía en
un sistema. En la Fig. 4.5 se muestra el Diagrama de Grassmann para el ciclo combinado
propuesto.
110
Figura 4.5 – Diagrama de Grassmann de Exergía para el ciclo combinado.
(expresados en porcentaje de ECOMB)
ECOMB 100%
ICOMP/ECOMB 3.93%
ICC/ECOMB 39.223%
ITG/ECOMB 5.49%
IB/ECOMB 0.02%
ICR/ECOMB 9.87%
ITV/ECOMB 2.01%
GETV/ECOMB 10.04%
GETG/ECOMB 25.97%
IGAS/ECOMB 2.74%
ICond/ECOMB 1.39%
111
CONCLUSIONES Y RECOMENDACIONES
El análisis energético y exergético realizado para la implementación de un ciclo
combinado en la Central Térmica “Santa Rosa” fue de gran importancia debido a que
suministro la información necesaria para la identificación de los equipos que presentaron la
mayor destrucción exergética, y los que menos potencial de trabajo utilizan, sentado las
bases para la realización de mejoras en un futuro; a partir de los resultados obtenidos se
concluye lo siguiente:
• Los procesos de combustión siempre estarán ligados a grandes pérdidas de exergía
por irreversibilidades, se halló que la cámara de combustión (39.22%) y la caldera
de recuperación (9.87%) son los equipos que mayor exergía destruida aportan en
todo el ciclo combinado, estos dos equipos representan casi el 50% de la exergía
destruida.
• La caldera de recuperación es uno de los elementos que destruye una alta cantidad
de exergía, debido a la suma de las irreversibilidades de las dos operaciones que
realizan, que son la reacción de combustión y el intercambio de calor entre los
gases de combustión y el agua. El funcionamiento de tres niveles de presión de la
caldera posiblemente ayuda a mejorar el índice exergético, pero, aún así, la caldera
de recuperación presenta uno de los más altos valores de destrucción de exergía.
• El análisis exergético, ayudo a determinar el valor promedio de las eficiencias en
los equipos del ciclo combinado, y proporcionó una información útil, al localizar a
los equipos de menor eficiencia exergética para tomar decisiones de mejoras,
siendo el compresor (3.93%), turbina a gas (5.49%) y turbina a vapor (2.01%) los
equipos de más baja eficiencia en el ciclo combinado.
• Mejorando el aislamiento térmico en las calderas (haciendo más adiabático el
proceso), las eficiencias exergéticas del intercambio de calor entre el agua y los
gases de combustión, van a ser más altas que las del proceso real, debido a que las
pérdidas de exergía por calor disminuyen notablemente. Fue adoptada una
eficiencia de 86% en el intercambio de calor adiabático para la caldera de
recuperación, que corresponde a altas tecnologías de diseño y construcción.
• El ciclo Brayton con una eficiencia promedio de 38.8% es mucho más eficiente que
el ciclo de Rankine que presenta un 29.78%, aunque la eficiencia de este último se
112
ve condicionada por los parámetros del vapor a la salida de la caldera de
recuperación, la distancia entre la salida de la turbina de gas y entrada a la caldera,
longitud de ductos entre la caldera y la turbina de vapor, el mal aislamiento y las
fugas de las tuberías que son inevitables en estas instalaciones.
• Las variaciones en los valores de eficiencia energética y exergética están ligadas a
las diferentes configuraciones del proceso y la potencia generada por el ciclo.
Particularmente, esta debido a la eficiencia de transformación de energía para el
análisis energético (de acuerdo a la primera ley de la termodinámica), mientras que
la transformación exergética está ligada a las irreversibilidades en el proceso
(segunda ley).
• El uso de programas de computo, como el utilizado en este trabajo, CHEMCAD;
hace más eficaz y eficiente el análisis de las centrales eléctricas de ciclo
combinado, pues significa un ahorro de tiempo y una solución al problema de
cálculo reiterado de funciones iterativas como son el compresor, la turbina de gas,
la caldera de recuperación, turbina de vapor, etc,. Pero es imprescindible el
conocimiento y manejo de las principales variables de diseño del ciclo combinado
para percibir que es influyente, que es despreciable, y que la clave de resultados son
razonables o absurdos. El programa no es infalible, y ante la introducción de datos
incoherentes, se obtendrán valores del mismo tipo.
• La diferencia relativa de potencia de la TV entre el modelo analítico y obtenido con
el software Chemcad fue de 2.69%, siendo menor este último. Las razones de estas
diferencias se deben a:
a. El cálculo analítico utiliza modelo de gas ideal, mientras que CHEMCAD
utiliza un modelo de gas real Soave-Redlich-Kwong.
b. El gas ideal, tiene 1.4 .pc const= = mientras que en el modelo SRK es
función de presión y temperatura, ( , )pc f p T= .
c. El modelo analítico toma al fluido de trabajo como aire estándar a través de
toda la turbina a gas y la caldera de recuperación, mientras que en el
CHEMCAD, los fluidos son reales.
d. En el desarrollo analítico presentado no se toman en cuenta las pérdidas de
energía (calor) a través de los conductos y accesorios, lo que sí está
considerado en el CHEMCAD.
113
e. La transferencia de calor en la caldera de recuperación se presenta como un
proceso ideal en el desarrollo analítico, para toda la caldera, mientras que el
CHEMCAD analiza cada uno de los componentes y niveles de presión.
f. El nivel de agregación en el modelo analítico presentado es mayor (menores
componentes, 18 unidades) comparado con el CHEMCAD que tiene menor
nivel de agregación (mayor cantidad de elementos analizados, 115
unidades).
Es importante destacar que las conclusiones de este informe están sujetas a ciertas
limitaciones que se presentaron al momento de iniciar el análisis. Primero, el ciclo
combinado empleado en la central térmica “Santa Rosa” presenta una configuración simple
si es comparado con la planta real. La cantidad de equipos con que cuenta una planta real,
haría que los cálculos sean muy complejos. A fin de disminuir el grado de complejidad, los
equipos secundarios han sido agrupados y representados dentro de uno de los equipos más
importantes en la central. Aún así, el nivel de desagregación o agregación de equipos ha
sido tal que no perjudique los resultados del análisis.
Entre las recomendaciones sobre este trabajo, se pueden citar:
• Elaborar el análisis de costos de la implementación del ciclo combinado.
• Efectuar el análisis de viabilidad económica del proyecto de conversión a ciclo
combinado de la unidad TG8, utilizando como ingreso el incremento de potencia de
la turbina a vapor calculado en el presente trabajo.
• Identificar la reducción de los impactos ambientales que ocasionaría esta
implementación del ciclo combinado.
• Determinar los costos variables de generación de energía eléctrica en modo ciclo
combinado.
114
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ciclo combinado, Tesis profesional para optar el título de Ingeniero Mecánico-
Eléctrico, Universidad de Piura, Piura – Perú, 2002.
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116
ANEXO 1 – ESQUEMA TERMODINÁMICO DESAGREGADO UTILIZADO EN
EL SOFTWARE CHEMCAD PARA EL CICLO COMBINADO
1
2
1
2
33 4 5
5 6
8 17
10
19 21
23
21 22
23 24
6
7
7
8
9
25
3132
27
25
28
35
29
38
30
41
31
44
32
46
33
37
34
50
47
35
48
36
53
54
3742
52
38
39
39
59
57
40
61
41
56
64
60
45
42
43
44
62
69
70
66 71
45
72 74
46
75
47
48
36
78
79
77
49
50
43
81
82
80
4951
52
40
83
84
56 5758
59
63
90
88
92
146 147
89
129
149
90
91
92
93148
150
151
152
94
153
154
155
97
98
99
101
102
103
157
105 107
158
160
162
164 165
170
171
173
174
176 177
109
68 18253
8654
58
87
113
114
167
179
115
91 184
AireHR 80% @ 21°C
Gas Natural
11 12
14
15
Aire_Sali_Comp
Comp_TG8
AirAmbIngTG
Cámara_Comb
GN_Ingr_TG
GN_Ingr_HRSG
Soplador_H11
Quemador_H11
SH-HP2 RH-IP2 SH-HP13 RH-IP12 SH-IPEV-HP EC-HP2
DOMO-HP
DOMO-IP DOMO-LP
SH-LP EC-HP1 EC-IP EV-LP EC-LP
CONDENSADOR
COLECTOR
BBA-COND1
BBA-COND2
BBA-COND3
TV-LPTV-IPTV-HP
BBA-FWB-IP
BBA-FWB-HP
GASCAL-1 GASCAL-2 GASCAL-3 GASCAL-4GASCAL-5 GASCAL-6 GASCAL-7 GASCAL-8 GASCAL-9 GASCAL-10 GASCAL-11 GASCAL-12 GASCAL-13 GASCAL-14
VAPORSH-HP VAPOR RH-IP
VAPORSH-LP
Turbina_ÚtilTurbina_Comp
GasesEscpTur GasCalIngH
VapSalHP VapSalIP
VapIngLP
VapSalLP
AguaCondMakeUp
AguaRefrIng AguaRefrSal
VapSatHP
VaporSHHPVaporSHIP
AtemperadorAtemp
Atemp Atemp
ValvCtrlLP
ValvCtrlHP
ValvCtrlIP
VapIngHP
VapIngIP
AgValvCtrlIP
AgValvCtrlHP
VapSatIP
VapSatLP
ValvCtrlNiLP
ValvCtrlNiIP
ValvCtrlNiHP
GasCalIngTG
AirAmbInCald
AguaAlimDoLP
AguaAlimDoIP
VapRHIP
VapSHIP
4 EV-IP
13
16
AguaAlimCald
17
AguaAlimCald
117
ANEXO 2 - RESULTADOS DEL ANÁLISIS TERMODINÁMICO DEL CICLO
COMBINADO TG8 UTILIZANDO EL SOFTWARE CHEMCAD.
CHEMCAD 6.1.3 Page 1
Job name: CCTT Santa Rosa 1x1Date: 24/07/2014 Time: 23:51:39
EQUIPMENT SUMMARIES
Compressor Summary
Equip. No. 1 25
Name Comp_TG8 Soplador_H11
Mode of Operation 2 0
Pressure out bar 1.15
Type of Compressor 2 2
Efficiency 0.9071 0.75
Actual power MW 248.2079 0.0009
Cp/Cv 1.4004 1.4004
Theoretical power MW 214.7476 0.0006
Ideal Cp/Cv 1.3966 1.3967
Pressure ratio 17
Calc Pout bar 17.102 1.15
Calc. mass flowrate 581 0
(kg/sec)
Mixer Summary
Equip. No. 2 17 33 36 47
Name Atemp Atemp
Output Pressure bar 30
Equip. No. 49 51 59 94
Name Atemperador Atemp
Output Pressure bar 26
Gibbs Reactor Summary
Equip. No. 3 19
Name Cámara_Comb Quemador_H11
Thermal mode 1 1
Reaction Phase 1 1
Temperature C 1210.22 649.7527
Overall Heat of Rxn ‐581645.25 ‐67852.7734(kJ/sec)
Inert Component 1 1
Inert Component 3 3
Inert Component 17 17
Controller Summary
Equip. No. 4 5 8 21 34 48 50 52
Name
Mode 2 1 2 2 2 2 2 2
Output signal ‐8.47E+08Local variable HEquip No. adj. 0 6 0 0 0 0 0 0
Stream No. adj. 2 0 1 21 49 77 80 83
Variable No. adj. 5 6 5 5 6 6 6 6
Rel Step Size 0.005 0.005 0.005 0.005 0.005 0.005 0.005 0.005
Maximum Change 1000 1000 1000
Tolerance 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001 0.001
Iterations 0 20 0 0 0 20 20 20
Measured variables:Type 1 0 1 1 0 0 0 0 0
Number 1 5 1 7 24 50 78 81 84
Variable 1 1 6 6 1 1 1 1 1
Scale ‐1Constant 1210 ‐232 650 549 442 413 546
Units 2 0 7 2 2 2 2 2
Expander Summary
Equip. No. 6 7 56 57 58
Name Turbina_Comp Turbina_Útil TV‐HP TV‐IP TV‐LPMode of Operation 1 0 0 0 0
Pressure out bar 4.7965 1.1 29.4 3.9 0.067
Type of Expander 1 1 2 2 2
Efficiency 0.875 0.9351 0.85 0.85 0.85
Actual power MW ‐248.2079 ‐231.9726 ‐17.9444 ‐33.2346 ‐38.4471Cp/Cv 1.2924 1.3079 1.4073 1.3015 1.3104
Theoretical power MW ‐283.8686 ‐248.0725 ‐21.8022 ‐40.5964 ‐48.3274Ideal Cp/Cv 1.2915 1.3079 1.2245 1.261 1.2952
Calc Pout bar 4.7965 1.1 29.4 3.9 0.067
Valve Summary
Equip. No. 23 53 54 105 107
Name ValvCtrlNiHP ValvCtrlNiIP AgValvCtrlIP AgValvCtrlHP
Pressure out bar 1.8 116 32.8 58 157
Pressure drop bar 3 3
Equip. No. 109 113 114 115
Name ValvCtrlNiLP ValvCtrlHP ValvCtrlIP ValvCtrlLP
Pressure out bar 23 114.3 29 2.9
Pressure drop bar 3 1 1 1
Heat Exchanger Summary
Equip. No. 27 28 29 30 31 35 37 38
Name SH‐HP2 RH‐IP2 SH‐HP13 RH‐IP12 EV‐HP SH‐IP EC‐HP2 EV‐IP2nd Stream dp bar 0.7
2nd Stream T Out C 549 550 484 476 312 312
1st Stream VF Out2nd Stream VF Out 0.95 0.95
Calc Ht Duty kJ/sec 15713.7842 20778.5039 31908.7285 17136.6035 113900.2109 2059.9136 17245.0195 33835.125
LMTD (End points) C 138.8954 123.7015 165.8524 117.0524 100.3099 78.1867 61.423 63.2367
LMTD Corr Factor 1 1 1 1 1 1 1 1
1st Stream Pout bar 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1
2nd Stream Pout bar 115.3 30 115.3 30 115.3 32 116 32.7
Equip. No. 40 41 42 44 45 88
Name SH‐LP EC‐HP1 EC‐IP EV‐LP EC‐LP CONDENSADOR
2nd Stream dp bar 0.4
2nd Stream T Out C 237 250 220 160
1st Stream VF Out 0.001
2nd Stream VF Out 0.95
Calc Ht Duty kJ/sec 1107.131 20837.2051 2526.5405 50555.6484 39425.293 177361.6406
LMTD (End points) C 74.1925 50.1084 48.2863 25.4246 19.9826 7.9888
LMTD Corr Factor 1 1 1 1 1 1
1st Stream Pout bar 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 0.067
2nd Stream Pout bar 6.1 116 59 6.1 26 1.6
Three Phase Flash Summary
Equip. No. 32 39 43 89
Name DOMO‐HP DOMO‐IP DOMO‐LP COLECTOR
Flash Mode 2 2 2 3
Param1 0.35 0.32 0.2 0.09
Param2 115.3 32.7 6.1
Heat duty kJ/sec ‐46469.1406 ‐16227.1406 ‐37261.5313 10
Divider Summary
Equip. No. 46 93 98 99 102 103
Name
Split based on 3 0 3 3 3 3
Output stream #1 6.4 0.5 13.21 9.5 54.92 52.5
Output stream #2 0.498
Output stream #3 0.002 0.22 2.42
Pump Summary
Equip. No. 90 91 92 97 101
Name BBA‐COND1 BBA‐COND2 BBA‐COND3 BBA‐FWB‐IP BBA‐FWB‐HPOutput pressure bar 26 26 26 62 160
Efficiency 0.85 0.85 1 0.8 0.8
Calculated power MW 0.118 0.1175 0.0004 0.3495 0.7738
Calculated Pout bar 26 26 26 62 160
Head ft 873.2852 873.2852 873.2852 1327.7996 3618.9641
Vol. flow rate m3/h 139.2692 138.7092 0.5571 279.3967 227.244
Mass flow rate kg/sec 38.3997 38.2453 0.1536 70.3968 57.1868
CHEMCAD 6.1.3 Page 1
Job name: CCTT Santa Rosa 1x1_NOMINAL
Date: 24/07/2014 Time: 23:51:41
STREAM PROPERTIESStream No. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
Name GN_Ingr_TG AirAmbIngTG Aire_Sali_Co AirCal_IngTu GasCalIngTG GasesEscpTur VAPORSH‐HP VAPOR RH‐IP VapSalHP
‐ ‐ Overall ‐ ‐Molar flow kmol/sec 0.6755 20.1106 20.1106 20.7861 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 3.0496 3.7848 3.9078 3.0496 4.263
Mass flow kg/sec 11.9557 581.1005 581.1005 593.0561 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 54.9388 68.1837 70.3986 54.9388 76.7986
Temp C 19 21 430.681 409.6323 1210.22 1210.22 1210.22 881.0951 556.9595 556.9595 549.0001 545.3888 160 366.4521 39.0093
Pres bar 26.3 1.006 17.102 17.102 17.102 17.102 17.102 4.7965 1.1 1.1 115.3 30 26 29.4 26
Vapor mole fraction 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0 1 0
Vapor mass fraction 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0 1 0
Enth kJ/sec ‐51851 ‐99557 1.49E+05 96800 96800 96800 96800 ‐1.52E+05 ‐3.84E+05 ‐3.84E+05 ‐6.87E+05 ‐8.47E+05 ‐1.08E+06 ‐7.05E+05 ‐1.21E+06Entropy kJ/C/sec ‐78.09 88.63 139.4 96.93 662.8 662.8 662.8 694.2 713.9 713.9 ‐150.4 ‐139.9 ‐525.8 ‐142.6 ‐679.9Tc C ‐65.4465 ‐132.9654 ‐132.9654 ‐130.2698 ‐101.4136 ‐101.4136 ‐101.4136 ‐101.4136 ‐101.4136 ‐101.4136 374.2 374.2 374.2 374.2 374.2
Pc bar 53.1505 35.7616 35.7616 37.3244 34.3095 34.3095 34.3095 34.3095 34.3095 34.3095 221.1823 221.1823 221.1823 221.1823 221.1823
Std. sp gr. wtr = 1 0.313 0.881 0.881 0.85 0.868 0.868 0.868 0.868 0.868 0.868 1 1 1 1 1
Std. sp gr. air = 1 0.611 0.998 0.998 0.985 0.983 0.983 0.983 0.983 0.983 0.983 0.622 0.622 0.622 0.622 0.622
Degree API 320.9763 29.0681 29.0681 34.9529 31.5708 31.5708 31.5708 31.5708 31.5708 31.5708 10 10 10 10 10
Heating values (60 F)Gross Btu/lbmol 4.10E+05 1.33E+04 0.02148 0.02148 0.02148 0.02148 0.02148 0.02148
Net Btu/lbmol 3.70E+05 ‐379.1 ‐379.1 1.17E+04 ‐1653 ‐1653 ‐1653 ‐1653 ‐1653 ‐1653 ‐1.90E+04 ‐1.90E+04 ‐1.90E+04 ‐1.90E+04 ‐1.90E+04Average mol wt 17.6997 28.8952 28.8952 28.5314 28.4819 28.4819 28.4819 28.4819 28.4819 28.4819 18.015 18.015 18.015 18.015 18.015
Actual dens kg/m3 20.3817 1.1891 8.3893 8.5384 3.9362 3.9362 3.9362 1.4219 0.4538 0.4538 32.6442 8.0915 907.0562 10.4717 992.3328
Actual vol m3/h 2111.7147 1759216.489 249360.0766 250047.4964 542400.5315 542400.5315 542400.5315 1501508.04 4704391.445 4704391.445 6058.6433 30335.5369 279.4039 18886.9986 278.6112
Std liq m3/h 137.6311 2373.8718 2373.8718 2511.503 2460.4709 2460.4709 2460.4709 2460.4709 2460.4709 2460.4709 197.7801 245.4615 253.4354 197.7801 276.4754
Std vap 0 C m3/h 54503.3319 1622709.014 1622709.014 1677212.374 1680123.572 1680123.572 1680123.572 1680123.572 1680123.572 1680123.572 246070.8767 305394.3588 315315.1943 246070.8767 343980.7629
Vpres bar 6.171 201.143 0.07
‐ ‐ Vapor only ‐ ‐Molar flow kmol/sec 0.6755 20.1106 20.1106 20.7861 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 3.0496 3.7848 3.0496
Mass flow kg/sec 11.9557 581.1005 581.1005 593.0561 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 54.9388 68.1837 54.9388
Average mol wt 17.6997 28.8952 28.8952 28.5314 28.4819 28.4819 28.4819 28.4819 28.4819 28.4819 18.015 18.015 18.015
Actual dens kg/m3 20.3817 1.1891 8.3893 8.5384 3.9362 3.9362 3.9362 1.4219 0.4538 0.4538 32.6442 8.0915 10.4717
Actual vol m3/h 2111.7147 1759216.489 249360.0766 250047.4964 542400.5315 542400.5315 542400.5315 1501508.04 4704391.445 4704391.445 6058.6433 30335.5369 18886.9986
Std liq m3/h 137.6311 2373.8718 2373.8718 2511.503 2460.4709 2460.4709 2460.4709 2460.4709 2460.4709 2460.4709 197.7801 245.4615 197.7801
Std vap 0 C m3/h 54503.3319 1622709.014 1622709.014 1677212.374 1680123.572 1680123.572 1680123.572 1680123.572 1680123.572 1680123.572 246070.8767 305394.3588 246070.8767
Cp Btu/lbmol‐F 9.7485 6.9971 7.5103 7.7117 8.8046 8.8046 8.8046 8.4412 7.9406 7.9406 10.8509 9.6119 9.9187
Z factor 0.9404 0.9997 1.0067 1.0068 1.0035 1.0035 1.0035 1.0013 1.0004 1.0004 0.931 0.9816 0.9512
Visc cP 0.01128 0.01807 0.03428 0.03319 0.05553 0.05553 0.05553 0.04701 0.03751 0.03751 0.03166 0.03063 0.02341
Th cond Btu/hr‐ft‐F 0.0193 0.0145 0.0303 0.0306 0.0573 0.0573 0.0573 0.0464 0.035 0.035 0.0472 0.0432 0.031
‐ ‐ Liquid only ‐ ‐Molar flow kmol/sec 3.9078 4.263
Mass flow kg/sec 70.3986 76.7986
Average mol wt 18.015 18.015
Actual dens kg/m3 907.0562 992.3327
Actual vol m3/h 279.4039 278.6112
Std liq m3/h 253.4354 276.4754
Std vap 0 C m3/h 315315.1943 343980.7629
Cp Btu/lbmol‐F 18.8026 18.0174
Z factor 0.0195 0.0241
Visc cP 0.1679 0.694
Th cond Btu/hr‐ft‐F 0.3948 0.3608
Surf. tens. dyne/cm 46.5906 69.6701
FLOW SUMMARIES
Stream No. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
Stream Name GN_Ingr_TG AirAmbIngTG Aire_Sali_Co AirCal_IngTu GasCalIngTG GasesEscpTur VAPORSH‐HP VAPOR RH‐IP VapSalHP
Temp C 19 21 430.681 409.6323 1210.22 1210.22 1210.22 881.0951 556.9595 556.9595 549.0001 545.3888 160 366.4521 39.0093
Pres bar 26.3 1.006 17.102 17.102 17.102 17.102 17.102 4.7965 1.1 1.1 115.3 30 26 29.4 26
Enth kJ/sec ‐51851 ‐99557 1.49E+05 96800 96800 96800 96800 ‐1.52E+05 ‐3.84E+05 ‐3.84E+05 ‐6.87E+05 ‐8.47E+05 ‐1.08E+06 ‐7.05E+05 ‐1.21E+06Vapor mole fraction 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0 1 0
Total kmol/sec 0.6755 20.1106 20.1106 20.7861 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 3.0496 3.7848 3.9078 3.0496 4.263
Flowrates in kmol/sec
Nitrogen 0.0052 14.6742 14.6742 14.6794 14.6794 14.6794 14.6794 14.6794 14.6794 14.6794 0 0 0 0 0
Oxygen 0 4.8258 4.8258 4.8258 3.3803 3.3803 3.3803 3.3803 3.3803 3.3803 0 0 0 0 0
CHEMCAD 6.1.3 Page 1
Job name: CCTT Santa Rosa 1x1_NOMINAL
Date: 24/07/2014 Time: 23:51:41
Argon 0 0.2096 0.2096 0.2096 0.2096 0.2096 0.2096 0.2096 0.2096 0.2096 0 0 0 0 0
Carbon Dioxide 0.0016 0 0 0.0016 0.7424 0.7424 0.7424 0.7424 0.7424 0.7424 0 0 0 0 0
Carbon Monoxide 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Hydrogen 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Methane 0.5973 0 0 0.5973 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Water 0 0.4011 0.4011 0.4011 1.8105 1.8105 1.8105 1.8105 1.8105 1.8105 3.0496 3.7848 3.9078 3.0496 4.263
Ethane 0.0707 0 0 0.0707 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Propane 0.0007 0 0 0.0007 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Isobutane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
N‐Butane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Neopentane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Isopentane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
N‐Pentane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
N‐Hexane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Air 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
FLOW SUMMARIES
Stream No. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
Stream Name GN_Ingr_TG AirAmbIngTG Aire_Sali_Co AirCal_IngTu GasCalIngTG GasesEscpTur VAPORSH‐HP VAPOR RH‐IP VapSalHP
Temp C 19 21 430.681 409.6323 1210.22 1210.22 1210.22 881.0951 556.9595 556.9595 549.0001 545.3888 160 366.4521 39.0093
Pres bar 26.3 1.006 17.102 17.102 17.102 17.102 17.102 4.7965 1.1 1.1 115.3 30 26 29.4 26
Enth kJ/sec ‐51851 ‐99557 1.49E+05 96800 96800 96800 96800 ‐1.52E+05 ‐3.84E+05 ‐3.84E+05 ‐6.87E+05 ‐8.47E+05 ‐1.08E+06 ‐7.05E+05 ‐1.21E+06Vapor mass fraction 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0 1 0
Total kg/sec 11.9557 581.1005 581.1005 593.0561 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 593.0555 54.9388 68.1837 70.3986 54.9388 76.7986
Flowrates in kg/secNitrogen 0.147 411.0821 411.0821 411.229 411.229 411.229 411.229 411.229 411.229 411.229 0 0 0 0 0
Oxygen 0 154.4208 154.4208 154.4208 108.1655 108.1655 108.1655 108.1655 108.1655 108.1655 0 0 0 0 0
Argon 0 8.3721 8.3721 8.3721 8.3721 8.3721 8.3721 8.3721 8.3721 8.3721 0 0 0 0 0
Carbon Dioxide 0.0695 0 0 0.0695 32.6721 32.6721 32.6721 32.6721 32.6721 32.6721 0 0 0 0 0
Carbon Monoxide 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Hydrogen 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Methane 9.5818 0 0 9.5818 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Water 0 7.2256 7.2256 7.2256 32.6168 32.6168 32.6168 32.6168 32.6168 32.6168 54.9388 68.1837 70.3986 54.9388 76.7986
Ethane 2.1247 0 0 2.1247 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Propane 0.0313 0 0 0.0313 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Isobutane 0.0005 0 0 0.0005 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
N‐Butane 0.0006 0 0 0.0006 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Neopentane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Isopentane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
N‐Pentane 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
N‐Hexane 0.0003 0 0 0.0003 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
Air 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
FLOW SUMMARIES
Stream No. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15
Stream Name GN_Ingr_TG AirAmbIngTG Aire_Sali_Co AirCal_IngTu GasCalIngTG GasesEscpTur VAPORSH‐HP VAPOR RH‐IP VapSalHP
Temp C 19 21 430.681 409.6323 1210.22 1210.22 1210.22 881.0951 556.9595 556.9595 549.0001 545.3888 160 366.4521 39.0093
Pres bar 26.3 1.006 17.102 17.102 17.102 17.102 17.102 4.7965 1.1 1.1 115.3 30 26 29.4 26
Enth kJ/sec ‐51851 ‐99557 1.49E+05 96800 96800 96800 96800 ‐1.52E+05 ‐3.84E+05 ‐3.84E+05 ‐6.87E+05 ‐8.47E+05 ‐1.08E+06 ‐7.05E+05 ‐1.21E+06Vapor mole fraction 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0 1 0
Total kmol/sec 0.6755 20.1106 20.1106 20.7861 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 20.8222 3.0496 3.7848 3.9078 3.0496 4.263
Component mole fractionsNitrogen 0.007766 0.729672 0.729672 0.706213 0.704989 0.704989 0.704989 0.704989 0.704989 0.704989 0 0 0 0 0
Oxygen 0 0.239963 0.239963 0.232165 0.16234 0.16234 0.16234 0.16234 0.16234 0.16234 0 0 0 0 0
Argon 0 0.010421 0.010421 0.010082 0.010065 0.010065 0.010065 0.010065 0.010065 0.010065 0 0 0 0 0
Carbon Dioxide 0.002338 0 0 0.000076 0.035653 0.035653 0.035653 0.035653 0.035653 0.035653 0 0 0 0 0
CHEMCAD
Job name:
STREAM PROPERTIESStream No.Name
‐ ‐ Overall ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secTemp CPres barVapor mole fractionVapor mass fractionEnth kJ/secEntropy kJ/C/secTc CPc barStd. sp gr. wtr = 1Std. sp gr. air = 1Degree APIHeating values (60 F)Gross Btu/lbmol
Net Btu/lbmol
Average mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Vpres bar‐ ‐ Vapor only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐F‐ ‐ Liquid only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐FSurf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Flowrates in kmol/sec
Nitrogen
Oxygen
16 17 21 22 23 24 25 31 32 35 36 37 38 39 40 41 42
AguaAlimCald AguaAlimCald GN_Ingr_HRSG GasCalIngH GASCAL‐1 AirAmbInCald GASCAL‐2 VaporSHHP GASCAL‐3 VapSatIP GASCAL‐4
0.5273 2.9142 0.0788 0.0788 20.9029 20.9071 20.9071 0.0019 0.0019 20.9071 2.9142 3.0496 20.9071 0.5273 3.7714 20.9071 2.9142
9.5 52.5 1.3947 1.3947 594.506 594.5059 594.5059 0.0559 0.0559 594.5059 52.5 54.9388 594.5059 9.5 67.9419 594.5059 52.5
161.1353 164.224 19 5.3667 553.6027 649.7527 649.7527 21 36.3337 627.6159 484 549 598.1859 238.7115 550 552.6216 312
59 157 26 1.8 1.1 1.1 1.1 1.006 1.15 1.1 115.3 115.3 1.1 32.7 30 1.1 116
0 0 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0
0 0 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0
‐1.45E+05 ‐8.03E+05 ‐6048.1 ‐6048.1 ‐3.90E+05 ‐3.90E+05 ‐3.90E+05 ‐9.459 ‐8.5935 ‐4.05E+05 ‐6.65E+05 ‐6.87E+05 ‐4.26E+05 ‐1.25E+05 ‐8.44E+05 ‐4.58E+05 ‐7.64E+05‐70.85 ‐389.9 ‐9.101 ‐7.391 712.6 787.9 787.9 0.008531 0.009248 770.6 ‐155 ‐150.4 747.2 ‐30.99 ‐138.6 709.6 ‐317.1374.2 374.2 ‐65.4464 ‐65.4464 ‐101.2481 ‐97.8598 ‐97.8598 ‐133.058 ‐133.058 ‐97.8598 374.2 374.2 ‐97.8598 374.2 374.2 ‐97.8598 374.2
221.1823 221.1823 53.1505 53.1505 34.4734 34.1092 34.1092 35.7714 35.7714 34.1092 221.1823 221.1823 34.1092 221.1823 221.1823 34.1092 221.1823
1 1 0.313 0.313 0.864 0.866 0.866 0.881 0.881 0.866 1 1 0.866 1 1 0.866 1
0.622 0.622 0.611 0.611 0.982 0.982 0.982 0.998 0.998 0.982 0.622 0.622 0.982 0.622 0.622 0.982 0.622
10 10 320.9762 320.9762 32.2495 31.8559 31.8559 29.071 29.071 31.8559 10 10 31.8559 10 10 31.8559 10
4.10E+05 4.10E+05 1546 0.01014 0.01014 0.01014 0.01014 0.01014
‐1.90E+04 ‐1.90E+04 3.70E+05 3.70E+05 ‐250.8 ‐1795 ‐1795 ‐374.6 ‐374.6 ‐1795 ‐1.90E+04 ‐1.90E+04 ‐1795 ‐1.90E+04 ‐1.90E+04 ‐1795 ‐1.90E+0418.015 18.015 17.6997 17.6997 28.4413 28.4356 28.4356 28.8978 28.8978 28.4356 18.015 18.015 28.4356 18.015 18.015 28.4356 18.015
905.9537 902.925 20.135 1.3828 0.455 0.4075 0.4075 1.1893 1.292 0.4176 36.7312 32.6442 0.4317 15.744 8.0424 0.4555 691.5512
37.7503 209.3197 249.3592 3630.9411 4703536.956 5251479.717 5251479.717 169.1071 155.6626 5125544.506 5145.4953 6058.642 4958115.374 2172.2576 30412.7357 4698888.462 273.2986
34.2 189.0003 16.0553 16.0553 2476.7547 2470.8011 2470.8011 0.2282 0.2282 2470.8011 189.0003 197.7801 2470.8011 34.2001 244.5913 2470.8011 189.0003
42550.4724 235147.3416 6358.055 6358.055 1686637.466 1686976.929 1686976.929 155.9849 155.9849 1686976.929 235147.3699 246070.8767 1686976.929 42550.4759 304311.6925 1686976.929 235147.3416
6.351 6.863 32.7 101.579
0.0788 0.0788 20.9029 20.9071 20.9071 0.0019 0.0019 20.9071 2.9142 3.0496 20.9071 0.5273 3.7714 20.9071
1.3947 1.3947 594.506 594.5059 594.5059 0.0559 0.0559 594.5059 52.5 54.9388 594.5059 9.5 67.9419 594.5059
17.6997 17.6997 28.4413 28.4356 28.4356 28.8978 28.8978 28.4356 18.015 18.015 28.4356 18.015 18.015 28.4356
20.135 1.3828 0.455 0.4075 0.4075 1.1893 1.292 0.4176 36.7312 32.6442 0.4317 15.744 8.0424 0.4555
249.3592 3630.9411 4703536.956 5251479.717 5251479.717 169.1071 155.6626 5125544.506 5145.4953 6058.642 4958115.374 2172.2576 30412.7357 4698888.462
16.0553 16.0553 2476.7547 2470.8011 2470.8011 0.2282 0.2282 2470.8011 189.0003 197.7801 2470.8011 34.2001 244.5913 2470.8011
6358.055 6358.055 1686637.466 1686976.929 1686976.929 155.9849 155.9849 1686976.929 235147.3699 246070.8767 1686976.929 42550.4759 304311.6925 1686976.929
9.7374 8.803 7.9675 8.1287 8.1287 6.9964 6.9884 8.0912 11.5739 10.8509 8.0407 15.408 9.617 7.9603
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0.5273 2.9142 2.9142
9.5 52.5 52.5
18.015 18.015 18.015
905.9536 902.925 691.5512
37.7503 209.3197 273.2986
34.2 189.0003 189.0003
42550.4724 235147.3416 235147.3416
18.8208 18.8718 24.5343
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0.1677 0.1675 0.0825
0.3946 0.3942 0.3034
46.35 45.693 11.5391
16 17 21 22 23 24 25 31 32 35 36 37 38 39 40 41 42
AguaAlimCald AguaAlimCald GN_Ingr_HRSG GasCalIngH GASCAL‐1 AirAmbInCald GASCAL‐2 VaporSHHP GASCAL‐3 VapSatIP GASCAL‐4161.1353 164.224 19 5.3667 553.6027 649.7527 649.7527 21 36.3337 627.6159 484 549 598.1859 238.7115 550 552.6216 312
59 157 26 1.8 1.1 1.1 1.1 1.006 1.15 1.1 115.3 115.3 1.1 32.7 30 1.1 116
‐1.45E+05 ‐8.03E+05 ‐6048.1 ‐6048.1 ‐3.90E+05 ‐3.90E+05 ‐3.90E+05 ‐9.459 ‐8.5935 ‐4.05E+05 ‐6.65E+05 ‐6.87E+05 ‐4.26E+05 ‐1.25E+05 ‐8.44E+05 ‐4.58E+05 ‐7.64E+050 0 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0
0.5273 2.9142 0.0788 0.0788 20.9029 20.9071 20.9071 0.0019 0.0019 20.9071 2.9142 3.0496 20.9071 0.5273 3.7714 20.9071 2.9142
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CHEMCAD
Job name:
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mass fractionTotal kg/secFlowrates in kg/secNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Component mole fractionNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon Dioxide
0 0 0 0 0.2096 0.2096 0.2096 0 0 0.2096 0 0 0.2096 0 0 0.2096 0
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0 0 0.0001 0.0001 0.0001 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
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0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
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0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
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0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
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16 17 21 22 23 24 25 31 32 35 36 37 38 39 40 41 42
AguaAlimCald AguaAlimCald GN_Ingr_HRSG GasCalIngH GASCAL‐1 AirAmbInCald GASCAL‐2 VaporSHHP GASCAL‐3 VapSatIP GASCAL‐4161.1353 164.224 19 5.3667 553.6027 649.7527 649.7527 21 36.3337 627.6159 484 549 598.1859 238.7115 550 552.6216 312
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‐1.45E+05 ‐8.03E+05 ‐6048.1 ‐6048.1 ‐3.90E+05 ‐3.90E+05 ‐3.90E+05 ‐9.459 ‐8.5935 ‐4.05E+05 ‐6.65E+05 ‐6.87E+05 ‐4.26E+05 ‐1.25E+05 ‐8.44E+05 ‐4.58E+05 ‐7.64E+050 0 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 0
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0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
16 17 21 22 23 24 25 31 32 35 36 37 38 39 40 41 42
AguaAlimCald AguaAlimCald GN_Ingr_HRSG GasCalIngH GASCAL‐1 AirAmbInCald GASCAL‐2 VaporSHHP GASCAL‐3 VapSatIP GASCAL‐4161.1353 164.224 19 5.3667 553.6027 649.7527 649.7527 21 36.3337 627.6159 484 549 598.1859 238.7115 550 552.6216 312
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CHEMCAD
Job name:
STREAM PROPERTIESStream No.Name
‐ ‐ Overall ‐ ‐Molar flow kmol/sec
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Net Btu/lbmol
Average mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Vpres bar‐ ‐ Vapor only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐F‐ ‐ Liquid only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐FSurf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Flowrates in kmol/sec
Nitrogen
Oxygen
43 44 45 46 47 48 49 50 52 53 54 56 57 58 59 60 61 62
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221.1823 34.1092 221.1823 221.1823 221.1823 34.1092 221.1823 221.1823 34.1092 221.1823 221.1823 221.1823 34.1092 221.1823 221.1823 221.1823 34.1092 221.1823
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0.01014 0.01014 0.01014 0.01014 0.01014
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VaporSHIP GASCAL‐5 VapSatHP GASCAL‐6 GASCAL‐7 VapSHIP VapRHIP GASCAL‐8 GASCAL‐9 VapSatLP
476 527.958 321.4662 321.4662 321.4662 360.2727 158 549.0001 357.1764 312 358.2704 250 331.1637 220 238.7115 238.7115 279.6505 159.5462
30 1.1 115.3 115.3 115.3 1.1 157 115.3 1.1 32 30 116 1.1 59 32.7 32.7 1.1 6.1
‐8.11E+05 ‐4.75E+05 ‐1.41E+06 ‐1.30E+06 ‐6.97E+05 ‐5.89E+05 ‐1.93E‐08 ‐6.87E+05 ‐5.91E+05 ‐1.23E+05 ‐8.28E+05 ‐7.82E+05 ‐6.08E+05 ‐1.43E+05 ‐2.68E+05 ‐3.02E+05 ‐6.42E+05 ‐845781 1 0 0.95 1 1 0 1 1 1 1 0 1 0 0.95 0 1 1
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CHEMCAD
Job name:
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mass fractionTotal kg/secFlowrates in kg/secNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Component mole fractionNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon Dioxide
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43 44 45 46 47 48 49 50 52 53 54 56 57 58 59 60 61 62
VaporSHIP GASCAL‐5 VapSatHP GASCAL‐6 GASCAL‐7 VapSHIP VapRHIP GASCAL‐8 GASCAL‐9 VapSatLP
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CHEMCAD
Job name:
STREAM PROPERTIESStream No.Name
‐ ‐ Overall ‐ ‐Molar flow kmol/sec
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Net Btu/lbmol
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Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Vpres bar‐ ‐ Vapor only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐F‐ ‐ Liquid only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐FSurf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Flowrates in kmol/sec
Nitrogen
Oxygen
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63 64 66 68 69 70 71 72 74 75 77 78 79 80 81 82 83
VAPORSH‐LP GASCAL‐10 GASCAL‐11 AguaAlimDoLP GASCAL‐12 GASCAL‐13 GASCAL‐14237 277.9548 245.9091 160 159.5462 159.5462 242.0078 163.273 101.0838 160 158 441.9869 441.9869 158 413.002 413.002 156
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‐83454 ‐6.43E+05 ‐6.64E+05 ‐97951 ‐3.41E+05 ‐3.92E+05 ‐6.67E+05 ‐7.17E+05 ‐7.57E+05 ‐1.18E+06 ‐37347 ‐7.02E+05 ‐7.02E+05 ‐53645 ‐8.64E+05 ‐8.64E+05 ‐3703.81 1 1 0 0.95 0 1 1 1 0 0 1 1 0 1 1 0
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CHEMCAD
Job name:
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mass fractionTotal kg/secFlowrates in kg/secNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Component mole fractionNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon Dioxide
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VAPORSH‐LP GASCAL‐10 GASCAL‐11 AguaAlimDoLP GASCAL‐12 GASCAL‐13 GASCAL‐14237 277.9548 245.9091 160 159.5462 159.5462 242.0078 163.273 101.0838 160 158 441.9869 441.9869 158 413.002 413.002 156
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CHEMCAD
Job name:
STREAM PROPERTIESStream No.Name
‐ ‐ Overall ‐ ‐Molar flow kmol/sec
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Net Btu/lbmol
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Actual vol m3/h
Std liq m3/h
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Vpres bar‐ ‐ Vapor only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐F‐ ‐ Liquid only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐FSurf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Flowrates in kmol/sec
Nitrogen
Oxygen
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1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1
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84 86 87 90 91 92 129 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155
AguaAlimDoIP VapSalIP VapSalLP AguaCond AguaRefrIng AguaRefrSal MakeUp
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‐8.47E+05 ‐8.03E+05 ‐1.43E+05 ‐8.81E+05 ‐9.64E+05 ‐1.00E+06 ‐1.18E+06 ‐6.62E+07 ‐6.60E+07 ‐1.22E+06 ‐35301 ‐6.08E+05 ‐2430.1 ‐6.05E+05 ‐6.07E+05 ‐6.05E+05 ‐2429.71 0 0 1 1 0.98744 0.001 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
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CHEMCAD
Job name:
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mass fractionTotal kg/secFlowrates in kg/secNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
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Oxygen
Argon
Carbon Dioxide
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84 86 87 90 91 92 129 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155
AguaAlimDoIP VapSalIP VapSalLP AguaCond AguaRefrIng AguaRefrSal MakeUp
545.3888 164.2238 220 300.9337 295.0969 38.1226 38.1226 24 34.1671 38.2752 23 38.2752 38.2752 38.2752 39.0094 39.0093 38.8996
30 116 32.8 3.9 3.9 0.067 0.067 2 1.6 0.09 4 0.09 0.09 0.09 26 26 26
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CHEMCAD
Job name:
STREAM PROPERTIESStream No.Name
‐ ‐ Overall ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secTemp CPres barVapor mole fractionVapor mass fractionEnth kJ/secEntropy kJ/C/secTc CPc barStd. sp gr. wtr = 1Std. sp gr. air = 1Degree APIHeating values (60 F)Gross Btu/lbmol
Net Btu/lbmol
Average mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Vpres bar‐ ‐ Vapor only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐F‐ ‐ Liquid only ‐ ‐Molar flow kmol/sec
Mass flow kg/secAverage mol wtActual dens kg/m3
Actual vol m3/h
Std liq m3/h
Std vap 0 C m3/h
Cp Btu/lbmol‐FZ factorVisc cPTh cond Btu/hr‐ft‐FSurf. tens. dyne/cm
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Flowrates in kmol/sec
Nitrogen
Oxygen
157 158 160 162 164 165 167 170 171 173 174 176 177 179 182 184
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161.1352 161.1352 161.1352 161.1353 161.1353 161.1353 548.6035 164.224 164.224 164.224 164.224 0 164.224 544.9722 160 293.8598
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CHEMCAD
Job name:
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mass fractionTotal kg/secFlowrates in kg/secNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon DioxideCarbon Monoxide
Hydrogen
Methane
Water
Ethane
Propane
Isobutane
N‐ButaneNeopentane
Isopentane
N‐PentaneN‐HexaneAir
FLOW SUMMARIES
Stream No.Stream Name
Temp CPres barEnth kJ/secVapor mole fractionTotal kmol/sec
Component mole fractionNitrogen
Oxygen
Argon
Carbon Dioxide
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VapIngHP VapIngIP VapIngLP
161.1352 161.1352 161.1352 161.1353 161.1353 161.1353 548.6035 164.224 164.224 164.224 164.224 164.224 164.224 544.9722 160 293.8598
62 62 62 59 59 59 114.3 160 160 160 157 157 157 29 26 2.9
‐1.08E+06 ‐2.02E+05 ‐8.75E+05 ‐2.02E+05 ‐53397 ‐3366 ‐6.87E+05 ‐8.74E+05 ‐8.40E+05 ‐34651 ‐8.40E+05 0 ‐36993 ‐8.47E+05 ‐97951 ‐9.64E+050 0 0 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 1 0 1
70.3968 13.21 57.1868 13.21 3.49 0.22 54.9388 57.1868 54.92 2.2668 54.92 0 2.42 68.1836 6.4 74.5772
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
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0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
70.3968 13.21 57.1868 13.21 3.49 0.22 54.9388 57.1868 54.92 2.2668 54.92 0 2.42 68.1836 6.4 74.5772
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
157 158 160 162 164 165 167 170 171 173 174 176 177 179 182 184
VapIngHP VapIngIP VapIngLP
161.1352 161.1352 161.1352 161.1353 161.1353 161.1353 548.6035 164.224 164.224 164.224 164.224 164.224 164.224 544.9722 160 293.8598
62 62 62 59 59 59 114.3 160 160 160 157 157 157 29 26 2.9
‐1.08E+06 ‐2.02E+05 ‐8.75E+05 ‐2.02E+05 ‐53397 ‐3366 ‐6.87E+05 ‐8.74E+05 ‐8.40E+05 ‐34651 ‐8.40E+05 0 ‐36993 ‐8.47E+05 ‐97951 ‐9.64E+050 0 0 0 0 0 1 0 0 0 0 0 0 1 0 1
3.9077 0.7333 3.1744 0.7333 0.1937 0.0122 3.0496 3.1744 3.0486 0.1258 3.0486 0 0.1343 3.7848 0.3553 4.1397
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0
118
ANEXO 3 – REPORTE ANÁLISIS GAS NATURAL DE LA CENTRAL
Identificación de la Unidad
Central
Activiadad
Instrumentos utilizados
Cromatografo Nº 15546
Marca Daniel
DIA 1-mar 2-mar 3-mar 4-mar 5-mar 6-mar 7-mar 8-mar 9-mar 10-mar 11-mar 12-mar 13-mar 14-mar 15-mar 16-mar
Hexanos + (ppm) 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.000
Propano 0.0830 0.2170 0.0978 0.0951 0.0989 0.0941 0.0932 0.0982 0.1011 0.0999 0.0996 0.1041 0.1095 0.1086 0.1150 0.109
Isobutano (ppm) 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.000
N-Butano (ppm) 0.0000 0.0049 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.000
Neopentano (ppm) 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.000
Isopentano (ppm) 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.000
Pentano 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.0000 0.000
Nitrogeno 0.9706 0.9799 0.9804 0.9763 0.9767 0.9764 0.9766 0.9755 0.9760 0.9758 0.9787 0.9790 0.9776 0.9778 0.9739 0.971
Metano 89.0027 88.7909 89.0187 89.0091 89.0000 89.0001 89.0058 89.0048 88.9984 88.9886 88.9863 88.9765 88.9674 88.9839 88.9804 89.002
Dioxido de Carbono 0.2747 0.2673 0.2717 0.2739 0.2751 0.2748 0.2746 0.2752 0.2752 0.2742 0.2742 0.2733 0.2738 0.2734 0.2755 0.277
Etano 9.6688 9.7412 9.6306 9.6451 9.6488 9.6540 9.6495 9.6458 9.6488 9.6609 9.6603 9.6663 9.6709 9.6554 9.6545 9.640
PROPIEDADES
PCS (BTU/ft3) 1074.6 1077.3 1074.5 1074.6 1074.6 1074.6 1074.6 1074.6 1074.7 1074.8 1074.7 1074.9 1075.0 1074.9 1075.0 1074.8
PCI (BTU/ft3) 969.74 972.20 969.63 969.70 969.77 969.74 969.69 969.75 969.81 969.89 969.86 969.97 970.08 969.97 970.06 969.89
Factor de Compr (1/Z) 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024
Densidad Relativa 0.6083 0.6099 0.6082 0.6083 0.6084 0.6083 0.6083 0.6083 0.6084 0.6084 0.6084 0.6085 0.6086 0.6085 0.6085 0.6084
Densidad Abs (kg/m3) 0.7469 0.7490 0.7469 0.7469 0.7470 0.7470 0.7469 0.7470 0.7470 0.7471 0.7471 0.7472 0.7473 0.7472 0.7472 0.7471
Indice de WOOBE
Peso Molecular
COMPOSICIÓN MENSUAL
Hexanos + (ppm) 0.0000 Nota
Propano 0.1045
Isobutano (ppm) 0.0002
N-Butano (ppm) 0.0002
Neopentano (ppm) 0.0000
Isopentano (ppm) 0.0000
Pentano 0.0000
Nitrogeno 0.9889
Metano 89.0252
Dioxido de Carbono 0.2740
Etano 9.6061
Propanos + 9.7110
Corriente de muestra 1
Ubicación de la unidades ESTACIÓN CALIDDA CENTRAL VENTANILLA
Ventanilla
Generación Eléctrica
Composición % molar
Fecha de Realización
Anexo H, Contrato Nº ETV-01.04,
Norma 37 ENDESADocumento de Control
Jorge Tuya
Jorge Tuya
marzo-14
Hora de Realización 14:00
Nombre de Quién Lleno el Registro
Nombre del Responsable
F.AQ.VE.021 REPORTE PROMEDIO DIARIO DE CALIDAD DE GAS NATURAL CENTRAL SANTA ROSA
Rev. 00 1 de 2
119
Identificación de la Unidad
Central
Activiadad
Instrumentos utilizados
Cromatografo Nº 15546
Marca Daniel
DIA 17-mar 18-mar 19-mar 20-mar 21-mar 22-mar 23-mar 24-mar 25-mar 26-mar 27-mar 28-mar 29-mar 30-mar 31-mar 1-abr
Hexanos + (ppm) 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000
Propano 0.108 0.108 0.099 0.105 0.113 0.116 0.104 0.094 0.085 0.077 0.097 0.112 0.103 0.103 0.092
Isobutano (ppm) 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.002 0.001 0.001
N-Butano (ppm) 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000
Neopentano (ppm) 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000
Isopentano (ppm) 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000
Pentano (ppm) 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000 0.000
Nitrogeno 0.9746 0.9778 0.9784 0.9808 0.9759 0.9799 0.9792 0.9785 0.9800 1.0043 1.0233 1.0306 1.0367 1.0560 1.0771
Metano 88.9647 88.9521 88.9615 89.0062 89.0096 89.0304 89.0404 89.0524 89.0499 89.1131 89.1351 89.1268 89.1645 89.1979 89.2607
Dioxido de Carbono 0.2760 0.2749 0.2752 0.2748 0.2759 0.2749 0.2749 0.2761 0.2759 0.2739 0.2737 0.2703 0.2717 0.2711 0.2716
Etano 9.6753 9.6863 9.6850 9.6329 9.6248 9.5977 9.6007 9.5982 9.6079 9.5308 9.4703 9.4585 9.4188 9.3676 9.2945
PROPIEDADES
PCS (BTU/ft3) 1075.0 1075.1 1074.9 1074.6 1074.7 1074.5 1074.3 1074.2 1074.1 1073.2 1072.8 1072.9 1072.5 1071.9 1071.0
PCI (BTU/ft3) 970.11 970.16 970.02 969.70 969.80 969.63 969.48 969.32 969.26 968.39 968.06 968.18 967.79 967.22 966.37
Factor de Compr (1/Z) 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024 1.0024
Densidad Relativa 0.6086 0.6086 0.6086 0.6084 0.6084 0.6083 0.6082 0.6081 0.6081 0.6077 0.6077 0.6078 0.6076 0.6074 0.6070
Densidad Abs (kg/m3) 0.7473 0.7473 0.7472 0.7470 0.7470 0.7469 0.7468 0.7467 0.7466 0.7462 0.7461 0.7463 0.7461 0.7458 0.7454 0.0000
Indice de WOOBE
Peso Molecular
PROPIEDADES PROMEDIO MENSUALES
PCS (BTU/ft3) 1074.41 PCS (kJ/m3) 40,031.37 PCS (kJ/kg) 53,598.43
PCI (BTU/ft3) 969.45 PCI (kJ/m3) 36,120.51 PCI (kJ/kg) 48,362.14
Factor de Compr (1/Z) 1.0024 Factor de Compr (1/Z) 1.0024 Factor de Compr (1/Z) 1.0024
Densidad Relativa 0.6083 Densidad Relativa 0.6083 Densidad Relativa 0.6083
Densidad Abs (kg/m3) 0.7469 Densidad Abs (kg/m3) 0.7469 Densidad Abs (kg/m3) 0.7469
Indice de WOOBE Indice de WOOBE Indice de WOOBE
Peso Molecular Peso Molecular Peso Molecular
ESTACIÓN CALIDDA CENTRAL VENTANILLA
Nombre del Responsable
Hora de Realización 14:00
Jorge Tuya
Nombre de Quién Lleno el Registro Jorge Tuya
Fecha de Realización marzo-14
Anexo H, Contrato Nº ETV-01.04,
Norma 37 ENDESA
Composición % molar
Ventanilla
Generación Eléctrica
Corriente de muestra 1Documento de Control
Ubicación de la unidades
F.AQ.VE.021REPORTE PROMEDIO DIARIO DE CALIDAD DE GAS NATURAL CENTRAL
SANTA ROSA Rev. 00 2 de 2
120
ANEXO 4 – PROPIEDADES DEL GAS NATURAL
Çengel, Y. A.; Boles